楊明，何云峰，尹幫奇，舒中強(qiáng)

（1.上汽通用五菱汽車股份有限公司技術(shù)中心，廣西 柳州 545000；2.廣西玉柴機(jī)器股份有限公司，廣西 玉林 537000）

雙十字軸萬向節(jié)汽車傳動軸硬點布置優(yōu)化設(shè)計

楊明1，何云峰1，尹幫奇2，舒中強(qiáng)2

（1.上汽通用五菱汽車股份有限公司技術(shù)中心，廣西 柳州 545000；2.廣西玉柴機(jī)器股份有限公司，廣西 玉林 537000）

為了提高雙十字軸萬向節(jié)汽車傳動軸布置的準(zhǔn)確性和合理性，優(yōu)化設(shè)計中考慮了懸架的運(yùn)動特性，然后建立空載、設(shè)計、滿載狀態(tài)下的當(dāng)量夾角數(shù)學(xué)模型，并確定優(yōu)化目標(biāo)，然后通過insight優(yōu)化軟件中NLPQL算法對目標(biāo)進(jìn)行優(yōu)化，然后通過實例計算分析。該方法可一次性獲得傳動軸三種狀態(tài)的理想布置，提高了傳動軸布置效率，為傳動軸的布置提供理論指導(dǎo)作用。

傳動軸；懸架；運(yùn)動特性；當(dāng)量夾角；Insight 優(yōu)化

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.12.032

CLC NO.: U463.216 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2016)12-95-03

前言

萬向傳動軸是汽車傳動系統(tǒng)中一個重用的部件[1]。由于懸架的變形，傳動軸的位置將隨輪跳的變化而變化，若布置不合理直接對整車傳動效率和NVH（噪聲、振動與舒適性）產(chǎn)生影響，傳動軸的布置越來越受到主機(jī)廠的重視，以往文獻(xiàn)涉及傳動軸硬點優(yōu)化方法大多只針對空載下的當(dāng)量夾角進(jìn)行優(yōu)化，可能造成傳動軸在其它工況下不是很合理，也有文獻(xiàn)忽略了懸架的變形的影響，利用經(jīng)驗算法估算板簧運(yùn)動中心[2～3]，這些都對傳動軸數(shù)學(xué)優(yōu)化模型造成影響。本文針對以上問題，利用adams建立懸架的動力性模型，通過平行輪跳獲得輪心軌跡，然后建立空設(shè)滿載狀態(tài)下的當(dāng)量夾角數(shù)學(xué)模型，確定優(yōu)化目標(biāo)，然后通過insight軟件中NLPQL算法對目標(biāo)進(jìn)行優(yōu)化。

1、雙十字軸萬向節(jié)汽車傳動軸優(yōu)化設(shè)計

1.1 兩萬向節(jié)傳動軸的當(dāng)量夾角的計算

考慮計算的方便性，將雙十字軸萬向節(jié)汽車傳動軸布置如圖1，將中間軸前點作為坐標(biāo)系的原點，傳動軸最終的位置由3個點坐標(biāo)和中間軸后萬向節(jié)叉平面，硬點O和硬點A為中間軸節(jié)叉中心點，其初始位置分別由變速器輸出軸的角度和后橋偏移距及仰角來決定，其中硬點A的坐標(biāo)是優(yōu)化的主要內(nèi)容。

圖1 兩萬向節(jié)傳動示意圖

兩萬向節(jié)節(jié)傳動軸的當(dāng)量夾角公式[4]如下：

式中：θ1、θ2輸入軸、輸出軸與中間軸的夾角，τ為中間傳動軸、輸出軸與主動軸之軸線所在平面沿旋轉(zhuǎn)方向?qū)坝谳斎胼S與中間傳動軸軸線所在平面的角度，ψ中間軸節(jié)叉平面相位角。

1.2 優(yōu)化方法

為了使布置的硬點同時滿足傳動軸在空設(shè)滿載三種工況下的當(dāng)量夾角，利用各硬點初始的位置坐標(biāo)和平面解析幾何的方法，求輸入軸、輸出軸分別與中間軸的夾角和導(dǎo)前角，下面具體介紹空載和后橋跳動h后傳動軸各硬點的求解方法，傳動軸A點到后橋中心C點的長度為lA，主減偏移距為e。

①空載傳動軸各硬點的位置確定

設(shè)O A0的長度為l0，中間軸與X軸的夾角為α0

對于A0點，由幾何關(guān)系可以得到

對于B0點，A0B0之間的距離為，中間軸與輸出軸的夾角為θ2，由式2關(guān)系可以得出B0點坐標(biāo)。

②后橋運(yùn)動到h時傳動軸各硬點的位置

對于B1點，當(dāng)后橋從空載位置運(yùn)動到h時，即C0運(yùn)動到C1，由于點A0、B0、C0屬于同一剛體，所以B1的位置相對B0位置高度方向上升了h，點B1到點C1的距離不變，由式3關(guān)系可以得出B1點坐標(biāo)。

對于A1點，點A1到點B1的距離不變，A1的位置相對A0位置高度方向上升了h，由式4關(guān)系可以得出A1點坐標(biāo)。

2、優(yōu)化模型的建立

2.1 設(shè)計變量

在雙十字軸萬向節(jié)的傳動軸布置中，一般硬點O和硬點B0是由總布置給定，通常選擇計算硬點A0的坐標(biāo)的相關(guān)參數(shù)和中間軸節(jié)叉的相位角為設(shè)計變量，相位角通常取0°或90°，因而可以當(dāng)做常量處理，本文選擇OA0的長度l0，A0C0的長度lA，主減偏移距為e，中間軸與X軸的夾角為α0，中間軸與輸出軸的夾角為θ2作為設(shè)計變量。

2.2 優(yōu)化目標(biāo)

采用當(dāng)量夾角的平均值最小為優(yōu)化目標(biāo)，構(gòu)造目標(biāo)函數(shù)：

式中的θe1θe2θe3分別代表空載設(shè)計滿載工況下的當(dāng)量夾角

2.3 約束條件

傳動軸總成在工作過程中，三軸的角加速度都不應(yīng)太大，中間軸和輸入軸角加速度過大會產(chǎn)生過大的慣性扭矩，在傳動軸連接部件產(chǎn)生振動和噪音，各軸最大角加速度應(yīng)小于一個界限值A(chǔ)1max，一般取A1max=1000rad/s，θ1中間軸相對于輸入軸的夾角。對于輸出軸，輸出軸最大角加速度應(yīng)小于界限值A(chǔ)cmax，對于貨車取Acmax=650rad/s。

同時為了避免傳動軸共振[5]，傳動軸應(yīng)有一個臨界轉(zhuǎn)速式中L為兩十字軸中心的長度，D，d為中間軸的外徑和內(nèi)徑，一般要求傳動軸的最高轉(zhuǎn)速約束空載設(shè)計滿載工況下的當(dāng)量夾角θe1θe2θe3分別小于3。

2.4 優(yōu)化方法

文章以isight為優(yōu)化工具，集成excel，在isight中關(guān)聯(lián)excel中的設(shè)計變量，給定變量的初始值和約束范圍，根據(jù)優(yōu)化的問題選擇合適的優(yōu)化算法。

3、優(yōu)化計算實例

3.1 輪心的運(yùn)動軌跡

利用adams/car建立后懸架的動力學(xué)模型，然后對懸架進(jìn)行平行輪跳仿真分析，獲得輪心的運(yùn)動軌跡，輪心的水平位移量隨輪跳的關(guān)系如圖2所示。

圖2

3.2 傳動軸的優(yōu)化結(jié)果

該車發(fā)動機(jī)的最高轉(zhuǎn)速為5600r/min，變速器最高檔速比為0.778，傳動軸最高轉(zhuǎn)速n=7197.9r/min，軸管外徑Φ50，內(nèi)徑Φ46，傳動軸初始布置下各硬點的坐標(biāo)，A(577.33,0,-55.59), B(865.785,0, -62.134),C(971.996, 0, -76.73)。

該傳動軸的空載，設(shè)計、滿載下的當(dāng)量夾角分別為3.55 °、1.59°、3.678°，一般設(shè)計時，應(yīng)使空載和滿載兩種工況下的當(dāng)量夾角不大于3°，所以傳動軸的布置位置需要優(yōu)化。

在isight環(huán)境中集成excel應(yīng)用組件，以AB長度、AE長度、主減偏移距e、AB與X軸、BC的夾角為設(shè)計變量，給定設(shè)計變量的初始值和約束范圍，以空設(shè)計滿載當(dāng)量夾角作為約束函數(shù)，采用NLPQL算法對空設(shè)計滿載當(dāng)量夾角三者的和平均值進(jìn)行優(yōu)化計算，優(yōu)化后的結(jié)果如表1。

表1 傳動軸優(yōu)化前后相關(guān)參數(shù)

4、結(jié)論

提出了利用adams建立懸架的動力性模型，準(zhǔn)確獲得輪心的運(yùn)動軌跡，然后通過空間幾何關(guān)系建立空載、設(shè)計、滿載狀態(tài)下的當(dāng)量夾角數(shù)學(xué)模型，然后通過isight軟件一次性優(yōu)化出傳動軸在空載、設(shè)計、滿載狀態(tài)下較理想的當(dāng)量夾角，快捷準(zhǔn)確的找到較理想的硬點位置，通過該技術(shù)方案可以實現(xiàn)一次性獲得傳動軸三種狀態(tài)的理想布置，提高了傳動軸布置的效率。

[1] 陳靜等,重型汽車傳動軸模態(tài)分析與中間支撐剛度設(shè)計研究[J].汽車技術(shù),2014,（1）:7-10.

[2] 王智華,汽車傳動軸跳動圖解析計算法[J].汽車技術(shù),1994,（9）:7-10.

[3] 王望予,汽車設(shè)計[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2003:50-52

[4] 馮振東,空間多萬向節(jié)傳動布置的優(yōu)化設(shè)計[J].汽車工程,1992,14（8）:138-143.

[5] 毛務(wù)本,汽車空間多萬向節(jié)傳動的動態(tài)優(yōu)化設(shè)計[J].江蘇理工大學(xué)學(xué)報,1997,18（2）:22-27.

Double universal joint cross shaft automobile transmission shaft hard point layout optimization design

Yangming1, Heyunfeng1, Yinbangqi2, Shuzhongqiang2
(1.SAIC-GM-Wuling Automobile TDC, Guangxi Liuzhou 545000; 2.Guangxi Yuchai Machinery Co., Ltd; Guangxi Yulin 537000)

In order to improve the Double universal joint cross shaft automobile transmission shaft layout accuracy and rationality, considering the motion characteristic of the suspension in optimization design, establish an equivalent angle mathematical model of the curb design full load, determine the optimization goal, and use NLPQL algorithm to optimize the target, and use for example calculation, this method can get ideal layout of three states at a time, improve the efficiency of the drive shaft arrangement, provide theoretical guidance for the layout of the transmission shaft.

Transmission shaft; Suspension; Kinetic characteristic; Equivalent Angle; Insight optimization

U463.216

A

1671-7988 (2016)12-95-03

楊明，就職于上汽通用五菱汽車股份有限公司技術(shù)中心。