溫娟，種博軒，鐘曉沖，姜育鋒

（陜西重型汽車有限公司汽車工程研究院，陜西 西安 710200）

前言

萬向傳動裝置為汽車傳動系中的一部分，其作用在于為在不同軸心的兩軸間甚至再工作工程中相對位置不斷變化的兩軸間傳遞動力。如在商用汽車上，根據(jù)車型的布置要求，變速器與驅(qū)動橋之間距離較遠，無法直接相連。并且有些全驅(qū)車型的變速器與分動器及驅(qū)動橋無法保證兩軸同心。所以在這些總成之間常常需要萬向傳動裝置將其相連。

汽車傳動軸系統(tǒng)通常有伸縮傳動軸和中間傳動軸兩類。伸縮傳動軸由萬向節(jié)和伸縮花鍵組成；中間傳動軸由中間支撐和萬向節(jié)組成。傳動軸的功能是將發(fā)動機的輸出動力和旋轉(zhuǎn)運動傳遞到驅(qū)動橋。傳動軸在連接動力的同時能適應(yīng)因路面不平及車輪跳動引起的傳遞距離和角度的變化。當(dāng)車輛發(fā)動機、變速器與驅(qū)動橋相距較遠時，僅用一根伸縮傳動軸常無法滿足布置要求。此時，需用一根伸縮傳動軸及若干中間傳動軸連接。中間傳動軸前端連接變速器，中間支撐處與車架相連固定。中間支撐的內(nèi)部有一個軸承，該軸承可以沿軸向輕微滑動，補償軸向位置的安裝偏差，并且為減少軸承的軸向受力，在中間支撐和軸承中間還設(shè)置了蜂窩狀的橡膠緩沖墊，能吸收車輛運行過程中的振動、降低噪聲，并能減少由傳動軸的安裝誤差造成的軸承附加載荷。傳動軸是車輛傳動系統(tǒng)的重要組成部分。

圖1

傳動軸的工作性質(zhì)為其是一個高速旋轉(zhuǎn)頻率的旋轉(zhuǎn)體。對車輛的舒適性有著較大的影響。由于其結(jié)構(gòu)本身的工作性質(zhì)及其制造和裝配偏差等因素，在傳動軸的工作過程中不可避免地會出現(xiàn)振動和噪聲。當(dāng)傳動軸出現(xiàn)這些故障時會降低傳動軸系統(tǒng)的傳遞效率。嚴重時會影響車輛的舒適性，尤其是車輛在高速運行的情況下，一旦出現(xiàn)傳動軸的振動和噪聲故障，將會制約車輛的品質(zhì)，引起駕乘人員的極度不適。因此合理地設(shè)計及布置傳動軸才能提高車輛的傳動效率及舒適性。

為避免傳動軸在工作過程中出現(xiàn)振動及噪聲，除合理地設(shè)計及布置外，動平衡也是至關(guān)重要。所有的傳動軸在出廠前必須要進行動平衡試驗。并在試驗設(shè)備指定的位置焊接平衡片，以保證傳動軸的平衡要求。在完成傳動軸的動平衡試驗并檢驗合格后，需在傳動軸的軸管和花鍵套外表面做好標(biāo)記。通常用兩個相對應(yīng)的箭頭表示。此項工作的目的是在傳動軸經(jīng)過拆裝恢復(fù)時，通過將兩箭頭對齊在一條直線上使傳動軸的動平衡不被破壞。通常傳動軸經(jīng)過拆卸后需要重新進行動平衡試驗。

1 傳動軸技術(shù)參數(shù)

傳動軸在設(shè)計時，必須考慮的技術(shù)參數(shù)如下：

（1）傳動軸所能傳遞的最大扭矩（Nm）；

（2）傳動軸十字軸的最大擺角（°）；

（3）傳動軸花鍵副的最大伸縮量（mm）；

（4）傳動軸最高工作轉(zhuǎn)速（r/min）；

（5）傳動軸的長度（mm）；

（6）剩余不平衡量（g.cm）；

（7）傳動軸兩端、中間支承的連接形式；

（8）傳動軸系統(tǒng)當(dāng)量夾角（°）。

2 傳動軸的設(shè)計校核

在設(shè)計傳動軸時首先需計算靜扭轉(zhuǎn)強度，確定靜扭轉(zhuǎn)強度安全系數(shù)，原則為公路運輸車輛的安全選1.5~1.8；自卸車及專用車的安全系數(shù)選1.8~2.0。

根據(jù)整車動力匹配及附著力計算傳動軸額定扭矩，計算方法：

傳動軸的額定扭矩首先采用傳動軸的設(shè)計計算扭矩做為試驗扭矩，即按發(fā)動機最大扭矩計算值和按最大附著力計算的扭矩值并取二者中較小的扭矩Mmin做為額定扭矩。

按發(fā)動機最大扭矩計算時：

式中：Mg——按發(fā)動機最大扭矩計算時傳動軸所承受的扭矩，N·m；

Memax——發(fā)動機最大扭矩，N·m；

ik1——變速器I 檔速比；

ip1——分動器低檔速比；

n——使用分動器時的輸出傳動軸數(shù)目。 按最大附著力計算時：

式中：Mψmax—驅(qū)動輪最大的附著力換算到傳動軸上的最大附著扭矩，N·m；

rk——車輪的滾動半徑，m；

G——滿載時驅(qū)動軸上的負荷，N；

ψ——輪胎與地面的附著系數(shù)；

io——減速器速比。

靜扭強度安全系數(shù)：kd=M/Mmin其中傳動軸軸管的許用扭矩M 可通過以下公式計算：

式中：D、d——軸管外徑和內(nèi)徑，mm； T——傳動軸計算扭矩，N·mm。

按照上式計算得出的傳動軸扭轉(zhuǎn)應(yīng)力τ不應(yīng)大于300 MPa。

確定傳動軸的靜扭轉(zhuǎn)強度后需進行傳動軸長度及角度的布置計算，在確定傳動軸軸管尺寸和總成長度時，必須保證傳動軸有足夠的強度和足夠高的臨界轉(zhuǎn)速，以便傳動軸在低速大扭矩和高速行駛時都能正?？煽康毓ぷ鳌嶋H生產(chǎn)的傳動軸不可能絕對平衡，高速轉(zhuǎn)動時，傳動軸質(zhì)量偏心產(chǎn)生的離心力會引起傳動軸的彎曲振動。當(dāng)傳動軸的轉(zhuǎn)速等于它自身的彎曲振動固有頻率時，便發(fā)生共振，振幅急劇增加，甚至使傳動軸彎曲折斷，此時的轉(zhuǎn)速稱為傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速。

為避免臨界轉(zhuǎn)速過低產(chǎn)生共振，通常建議每節(jié)長度不得大于1.5 米。傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速nk為：

式中： D、d——分別為傳動軸軸管的外徑和內(nèi)徑，mm

L——傳動軸的支承長度，取兩萬向節(jié)之中心距，mm

由于傳動軸生產(chǎn)過程中無法做到絕對的平衡，同時傳動軸使用過程中會存在磨損，其平衡很容易被破壞，此類因素都會使傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速下降。因此，設(shè)計傳動軸時，為安全起見，要使傳動軸的最高工作轉(zhuǎn)速小于0.7nk。

3 傳動軸當(dāng)量夾角

十字軸萬向節(jié)所聯(lián)兩軸之間的夾角，一般希望越小越好，否則會導(dǎo)致傳動軸效率和使用壽命的降低。通常要求動力總成軸線和第一節(jié)傳動軸軸線的夾角、以及兩根傳動軸軸線之間最好有0.5°~1°的較小角度，其夾角不能為0°是因為十字軸滾針是線接觸，傳動軸有一個夾角可以使?jié)L針滾動，防止?jié)L針嵌入十字軸。而角度大于1°可能引起噪音。對于單根傳動軸的角度則要求空載最大工作夾角≤8°，滿載最大工作夾角≤6°。

對于單萬向節(jié)傳動軸，當(dāng)主動軸等速旋轉(zhuǎn)時，從動軸的轉(zhuǎn)速時快時慢，每一轉(zhuǎn)中轉(zhuǎn)角、角速度、角加速度等周期地變化兩次，這就是十字軸萬向節(jié)的不等速性。不等速性與兩軸夾角有關(guān)，夾角越大，不等速就越嚴重，從而引起動力總成支承和懸架彈性元件的擺動，引起變速箱和后橋齒輪的沖擊噪聲。在整車傳動軸系統(tǒng)布置設(shè)計時，通常希望當(dāng)量夾角盡可能小。

傳動軸當(dāng)量夾角計算公式如下：

式中：α1、α2、α3...為各萬向節(jié)的夾角。式中的正負號這樣確定：當(dāng)?shù)谝蝗f向節(jié)的主動叉位于各軸軸線所在平面內(nèi)，在其余的萬向節(jié)中，如果其主動叉平面與此平面重合定義為正，與此平面垂直則為負。

在設(shè)計多萬向節(jié)傳動時，總是希望其當(dāng)量夾角盡可能接近于零?？紤]汽車空載與滿載時當(dāng)量夾角可能發(fā)生變化，因此在設(shè)計時應(yīng)使空載與滿載兩種工況下的當(dāng)量夾角不大于3°，當(dāng)量夾角較大時，輸出軸對輸入軸的轉(zhuǎn)角差較大，輸出軸的角加速度較大，即旋轉(zhuǎn)的不均勻性較大，從而引起與輸出軸相連的齒輪齒間的沖擊和噪聲。此外，它也可能引起駕駛室內(nèi)的諧振噪聲。為此，應(yīng)對多萬向節(jié)傳動輸出軸的角加速度加以限制。對于轎車，應(yīng)小于350rad/s2；對于貨車，應(yīng)小于600rad/s2。

現(xiàn)針對某一具體車型進行詳細分析，該車變速器輸出法蘭距驅(qū)動橋輸入法蘭長度為2400mm，在傳動軸臨界轉(zhuǎn)速校核后認為若只采用一根傳動軸設(shè)計，存在共振甚至傳動軸彎曲 折斷的風(fēng)險，故采用兩根傳動軸三個萬向節(jié)的設(shè)計（各軸軸線在同一平面），如圖2 所示。

圖2

圖3

4 結(jié)束語

經(jīng)過在實際中應(yīng)用驗證，通過上述詳盡的設(shè)計校核合格的傳動軸可以保證可靠地、平穩(wěn)地完成傳遞扭矩的作用。