吳成平，孫江平，鄧正維，蔣云鵬，楊希志

(浙江吉利新能源商用車研究院有限公司，浙江杭州 311200)

0 引言

在傳統(tǒng)汽車上，萬向傳動軸裝置一方面將發(fā)動機(jī)產(chǎn)生的動力傳遞給驅(qū)動輪，以驅(qū)動車輛行駛，另一方面補(bǔ)償動力源與驅(qū)動橋的位置差、行駛過程中車輪跳動產(chǎn)生的位置變動。在某些新能源汽車上，發(fā)動機(jī)不直接連接萬向傳動軸驅(qū)動車輛，而是通過電機(jī)間接驅(qū)動，而傳動軸功用是一樣的。由于萬向節(jié)傳動的特性，傳動輸出軸與輸入軸的角度差是引起輸出軸轉(zhuǎn)速波動的原因，也是軸系振動的根源，因此，在整車傳動軸系布置時，對傳動軸布置夾角的校核是必要步驟。

通常針對傳統(tǒng)商用車十字軸式萬向傳動軸系布置，工程師常用的方法是校核車輛在空載、滿載及極限位置下的角度，且在考慮后橋跳動時的處理過于簡單。左印波等[1]、孫江平等[2]、姜超等人[3]分析了傳統(tǒng)車后橋跳動懸架板簧弧高變化而導(dǎo)致的傳動軸夾角動態(tài)變化關(guān)系，極具參考價值。但針對新能源車型動態(tài)夾角變化的分析還未見報道，本文作者以某新能源商用載貨車型為例，提出新能源商用車載貨車動態(tài)夾角計(jì)算及校核的方法。

1 某類型新能源商用車傳動軸

圖1為某類型新能源商用車底盤布置示意圖，表示了萬向傳動裝置在該車型上的布置?？梢钥闯觯簜鲃虞S的布置空間非常有限，其空間需求對整車布置的影響至關(guān)重要，甚至可能推翻現(xiàn)有量產(chǎn)車型的布置模式。這樣一來，可能帶來：(1)零部件質(zhì)心位置重新分配與組合，給整車行駛帶來安全隱患，其相關(guān)校核、設(shè)計(jì)、生產(chǎn)試制、試驗(yàn)及測試等工作須重新開展，耗費(fèi)大量人力物力；(2)已有車型相關(guān)零部件可能已不再使用，需重新進(jìn)行開模開發(fā)，需要大量的人力物力及資金，主機(jī)廠及供應(yīng)商的投入不菲；(3)售后零部件的通用性存在問題。

圖1 某新能源商用車底盤布置示意

圖2闡釋了其動力傳遞路徑，其傳遞基本路徑有兩條：

(1)路線1：動力電池裝置→驅(qū)動電機(jī)→傳動軸→驅(qū)動橋+車輪；

(2)路線2：增程器→驅(qū)動電機(jī)→傳動軸→驅(qū)動橋+車輪(多余能量給動力電池充電)。

圖2 驅(qū)動路線

綜上，本文作者旨在針對某類型新能源商用載貨車傳動軸布置動態(tài)角度變化進(jìn)行深入研究，并對傳動軸布置空間及相關(guān)變化進(jìn)行探討，極具工程價值。

2 空間向量法求解傳動軸夾角

針對該類型性能選車型，傳動軸布置簡圖如圖3所示。

圖3 傳動軸系布置

圖中：O(x1,y1,z1)為電機(jī)定位點(diǎn)；A(x2,y2,z2)為電機(jī)輸出端十字軸中心坐標(biāo)；B(x3,y3,z3)為后橋輸入端十字軸中心坐標(biāo)；C(x4,y4,z4)為后橋輸入軸軸心點(diǎn)；D(x5,y5,z5)為后橋輸入軸所在平行于XZ平面的面與后輪中心軸線的交點(diǎn)；α1為傳動軸與車架上平面的夾角；α2為后橋輸入軸與車架上平面的夾角；θ1為電機(jī)輸出軸與傳動軸軸間夾角；θ2為傳動軸與后橋輸入軸軸間夾角；OX為過點(diǎn)O且與X軸平行的單位向量。

布置電機(jī)時，要求將傳動軸軸線與后橋輸入軸布置在平行于XZ平面的同一平面中，且BC⊥CD。

因此，通過向量解析求解可得如下：

(1)

(2)

(3)

(4)

BC·CD=0

(5)

注：未注明長度單位為mm，角度單位為rad。

3 后懸架板簧的運(yùn)動軌跡

夾緊U形螺栓狀態(tài)下鋼板彈簧弦長、弧長及弧高之間(見圖4)的關(guān)系為

(6)

(7)

其中：e為卷耳半徑；u為U形螺栓跨距；C0為板簧弧高；S1為前段板簧弧長；S2為后段板簧弧長；L1為前段板簧弦長；L2為后段板簧弦長。

圖5中：O1(x6,z6)為后懸架前卷耳中心線；O2(x7,z7)為板簧壓平狀態(tài)上平面中線；O3(x8,z8)為板簧自由狀態(tài)上平面中線；O4(x9,z9)為后懸架后卷耳中心線；O5(x10,z10)為后懸架后吊耳固定軸線。

圖5 后懸架板簧變形示意

由幾何關(guān)系可得：

(8)

(9)

(10)

(11)

x5=L1×cosα+(C0+T+t)×sinα

(12)

z5=L1×sinα+(C0+T+t)×cosα

(13)

由式(8)—式(13)所求得到的坐標(biāo)值(x5,z5)即為后橋中心軸線(后輪中心線)。通過計(jì)算轉(zhuǎn)換，可以得到隨板簧弧高C0值變化的后懸架俯仰角、傳動軸軸間夾角、傳動軸當(dāng)量夾角的變化趨勢。

4 傳動軸夾角動態(tài)設(shè)計(jì)實(shí)例

4.1 相關(guān)參數(shù)

已知某新能源載貨車相關(guān)參數(shù)見表1。

表1 某新能源商用車相關(guān)參數(shù) mm

4.2 傳動軸夾角校核原則

傳動軸夾角校核原則[2,4-5]

(1)空載工況下傳動軸軸間夾角小于7°，當(dāng)量夾角小于3°；

(2)滿載(含超載)工況下軸間夾角及當(dāng)量夾角均應(yīng)小于3°。

4.3 傳動軸夾角設(shè)計(jì)結(jié)果

根據(jù)上述理論，通過多次調(diào)試、優(yōu)選，同時結(jié)合后橋資源情況最終確定電機(jī)傾角為7.5°，后橋滿載仰角為7.5°，則傳動軸角度電機(jī)輸出軸與傳動軸軸間夾角θ1、傳動軸與后橋輸入軸軸間夾角θ2、當(dāng)量夾角θe與板簧弧高C0的關(guān)系如圖6所示。

圖6 后懸架板簧弧高與傳動軸夾角關(guān)系

狀態(tài)θ1/(°)θ2/(°)θe/(°)結(jié)論空載4.244.180.70OK滿載0.520.460.26OK極限5.555.431.15OK

由表2可知：(1)空載狀態(tài)下電機(jī)輸出軸與傳動軸軸間夾角θ1為4.24°，傳動軸與后橋輸入軸軸間夾角θ2為4.18°，當(dāng)量夾角θe為0.7°，滿足設(shè)計(jì)要求；(2)滿載狀態(tài)下電機(jī)輸出軸與傳動軸軸間夾角θ1為0.52°，傳動軸與后橋輸入軸軸間夾角θ2為0.46°，當(dāng)量夾角θe為0.26°，滿足設(shè)計(jì)要求；(3)極限狀態(tài)下電機(jī)輸出軸與傳動軸軸間夾角θ1為5.55°，傳動軸與后橋輸入軸軸間夾角θ2為5.43°，當(dāng)量夾角θe為1.15°，滿足設(shè)計(jì)要求。因此，傳動軸軸間夾角及當(dāng)量夾角在各工況狀態(tài)下均滿足設(shè)計(jì)要求。

4.4 空間優(yōu)化的傳動軸夾角設(shè)計(jì)結(jié)果

為優(yōu)化整車布局空間，初步嘗試將電機(jī)在X方向上向后橋移動100 mm，電機(jī)傾角為7.5°，后橋滿載仰角為7.5°，則傳動軸角度電機(jī)輸出軸與傳動軸軸間夾角θ1、傳動軸與后橋輸入軸軸間夾角θ2、當(dāng)量夾角θe與板簧弧高C0的關(guān)系如圖7所示。

圖7 后懸架板簧弧高與傳動軸夾角關(guān)系(空間優(yōu)化后)

狀態(tài)θ1/(°)θ2/(°)θe/(°)結(jié)論空載5.945.880.83OK滿載0.270.330.20OK極限5.725.601.16OK

由表3可知：(1)空載狀態(tài)下電機(jī)輸出軸與傳動軸軸間夾角θ1為5.94°，傳動軸與后橋輸入軸軸間夾角θ2為5.88°，當(dāng)量夾角θe為0.83°，滿足設(shè)計(jì)要求；(2)滿載狀態(tài)下電機(jī)輸出軸與傳動軸軸間夾角θ1為0.27°，傳動軸與后橋輸入軸軸間夾角θ2為0.33°，當(dāng)量夾角θe為0.20°，滿足設(shè)計(jì)要求；(3)極限狀態(tài)下電機(jī)輸出軸與傳動軸軸間夾角θ1為5.72°，傳動軸與后橋輸入軸軸間夾角θ2為5.60°，當(dāng)量夾角θe為1.16°，滿足設(shè)計(jì)要求。因此，傳動軸軸間夾角及當(dāng)量夾角在各工況狀態(tài)下均滿足設(shè)計(jì)要求。

5 結(jié)論

針對某新能源商用車載貨車：

(1)提出采用空間向量法來求解傳動軸夾角。

(2)提出了結(jié)合后橋懸架跳動來求解新能源商用車動態(tài)夾角的方法。

(3)通過實(shí)例證明理論與方法的正確有效性，并成功嘗試了縮短傳動軸長度來優(yōu)化整車空間布置，可為工程實(shí)踐提供參考，后續(xù)會對傳動軸精確定點(diǎn)、優(yōu)化傳動軸布置進(jìn)行研究。