徐江濤

（河南交通技師學(xué)院， 河南 駐馬店 463000）

0 引言

作為汽車(chē)內(nèi)部的動(dòng)力傳輸橋梁，傳動(dòng)軸系統(tǒng)可以將驅(qū)動(dòng)輪與發(fā)動(dòng)機(jī)有效地連接到一起，從而使得動(dòng)力輸出得到保障，保證汽車(chē)的正常行駛。考慮到傳動(dòng)軸的作業(yè)環(huán)境有一定的特殊性，當(dāng)汽車(chē)運(yùn)行時(shí)自身會(huì)產(chǎn)生較大的振動(dòng)[1]。此外，如果車(chē)身框架與傳動(dòng)軸的振動(dòng)頻率相同或者相近，還會(huì)引起共振現(xiàn)象的產(chǎn)生，從而使得車(chē)身振動(dòng)得更加劇烈。因此，對(duì)傳動(dòng)軸進(jìn)行振動(dòng)原因的分析，是改善傳動(dòng)系統(tǒng)乃至整個(gè)車(chē)身運(yùn)行穩(wěn)定的一個(gè)重要方式。本文采用理論研究以及試驗(yàn)分析的手段，來(lái)對(duì)傳動(dòng)軸系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化，可以說(shuō)是非常有必要的。

1 傳動(dòng)軸系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)組成及原理

當(dāng)車(chē)在運(yùn)行的過(guò)程中，汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)內(nèi)部的變速器以及驅(qū)動(dòng)橋之間的夾角和距離是不斷變化的[2]。作為汽車(chē)動(dòng)力傳輸過(guò)程中的關(guān)鍵組成部分，傳動(dòng)軸系統(tǒng)可以對(duì)這種變化作出調(diào)整與適應(yīng)，是一種重要的萬(wàn)向傳動(dòng)裝置。該傳動(dòng)軸系統(tǒng)主要由前傳動(dòng)軸、前萬(wàn)向節(jié)、中間支承、中間萬(wàn)向節(jié)、后傳動(dòng)軸、后萬(wàn)向節(jié)以及花鍵等部件組成。如圖1 所示，為傳動(dòng)軸系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)組成示意圖。

圖1 傳動(dòng)軸系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)組成示意圖

隨著傳動(dòng)軸系統(tǒng)的運(yùn)行，前萬(wàn)向節(jié)通過(guò)與變速器的輸出端處進(jìn)行連接，將動(dòng)力傳輸?shù)角皞鲃?dòng)軸處，然后借助中間萬(wàn)向節(jié)的作用，使得動(dòng)力進(jìn)一步傳輸?shù)胶髠鲃?dòng)軸處。最終，通過(guò)后萬(wàn)向節(jié)將動(dòng)力輸送到驅(qū)動(dòng)橋的輸入端口。此外，在工作的過(guò)程中，前傳動(dòng)軸是通過(guò)中間支承布置在底盤(pán)上固定不動(dòng)的，而對(duì)于后傳動(dòng)軸來(lái)說(shuō)它的自由度就較高，由于該部分是與花鍵連接到一起的，故可以隨著系統(tǒng)的運(yùn)行對(duì)其長(zhǎng)度進(jìn)行改變。因此，傳動(dòng)軸在出現(xiàn)振動(dòng)時(shí)，絕大多數(shù)情況下都是由中間支承引起的，為了證實(shí)這一猜想，需要通過(guò)試驗(yàn)加以驗(yàn)證。

2 傳動(dòng)軸振動(dòng)試驗(yàn)測(cè)試分析

2.1 傳動(dòng)軸振動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)的布置

本次試驗(yàn)用到的傳動(dòng)軸振動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)是由一汽公司提供的，試驗(yàn)的過(guò)程與實(shí)際工況十分接近。通過(guò)對(duì)傳動(dòng)軸的夾角以及轉(zhuǎn)速等變量進(jìn)行控制，可以使試驗(yàn)結(jié)果更加接近真實(shí)情況，有較強(qiáng)的說(shuō)服力。如圖2 所示，為傳動(dòng)軸振動(dòng)測(cè)試臺(tái)的結(jié)構(gòu)示意圖。

圖2 傳動(dòng)軸振動(dòng)測(cè)試臺(tái)的結(jié)構(gòu)示意圖

其中，輸入端為試驗(yàn)電機(jī)，為整個(gè)傳動(dòng)軸提供轉(zhuǎn)速，變頻器可以通過(guò)改變電機(jī)的頻率進(jìn)而實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)速的調(diào)節(jié)。前支承架的左側(cè)與過(guò)載保護(hù)細(xì)軸相連，右側(cè)連接傳動(dòng)軸；而后支承架的左側(cè)連接傳動(dòng)軸，右側(cè)連接加載裝置。此外，還要在中間支承上布置夾具，從而固定前傳動(dòng)軸上的中間支承。

2.2 試驗(yàn)測(cè)試過(guò)程

在對(duì)試驗(yàn)臺(tái)布置完畢后，開(kāi)始進(jìn)行振動(dòng)測(cè)試。將轉(zhuǎn)速傳感器安裝到電動(dòng)機(jī)的輸出端，從而實(shí)現(xiàn)對(duì)電機(jī)轉(zhuǎn)速的實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè)。而試驗(yàn)臺(tái)上的支承架上存在光滑平面，可以將振動(dòng)傳感器布置在該平面上從而監(jiān)測(cè)傳動(dòng)軸的振動(dòng)頻率。由于本實(shí)驗(yàn)探究的是中間支承對(duì)傳動(dòng)軸振動(dòng)的影響，為此在進(jìn)行試驗(yàn)前，要采用試驗(yàn)機(jī)對(duì)傳動(dòng)軸系統(tǒng)的中間支承剛度進(jìn)行測(cè)量。同時(shí)，為了使試驗(yàn)更加嚴(yán)謹(jǐn)，選擇了兩款不同剛度大小的中間支承來(lái)進(jìn)行試驗(yàn)對(duì)比分析。其中，1 號(hào)中間支承為原裝，測(cè)得的剛度為1 822 N/mm；2 號(hào)中間支承為對(duì)照組，測(cè)得的剛度為1 206 N/mm。將電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速規(guī)定在0～2 400 r/min 內(nèi)，并采集中間支承分別在Y 方向與Z 方向的振動(dòng)數(shù)據(jù)（X 方向振動(dòng)幅度不明顯，故不作研究）。如圖3 所示，為試驗(yàn)的振動(dòng)曲線(xiàn)結(jié)果示意圖。

圖3 試驗(yàn)的振動(dòng)曲線(xiàn)

從圖3 中可以發(fā)現(xiàn)，1 號(hào)曲線(xiàn)表示本次試驗(yàn)原裝的中間支承，2 號(hào)曲線(xiàn)為對(duì)照組，二者之間的剛度相差了616 N/mm。通過(guò)試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比可以清晰地發(fā)現(xiàn)，在電機(jī)轉(zhuǎn)速為0～1 600 r/min 時(shí)，2 號(hào)中間支承在Z方向上的振動(dòng)幅度較大，且整體高出1 號(hào)中間支承許多；當(dāng)電機(jī)轉(zhuǎn)速在1 600～2 400 r/min 時(shí)，兩個(gè)方向的振動(dòng)速度變化趨勢(shì)一致，未出現(xiàn)較大的起伏，但2 號(hào)中間支承依然大于1 號(hào)中間支承的振動(dòng)幅度。由此可以得出結(jié)論，2 號(hào)傳動(dòng)軸在工作時(shí)的振動(dòng)幅度要比1號(hào)傳動(dòng)軸來(lái)得更加明顯，而二者的唯一變量就是中間支承的剛度不同，所以將傳動(dòng)軸系統(tǒng)的中間支承剛度進(jìn)行更改，可以明顯地改變傳動(dòng)軸的振動(dòng)情況，這同時(shí)也證實(shí)了之前的猜想。因此，可以從這一點(diǎn)出發(fā)，來(lái)對(duì)車(chē)用傳動(dòng)軸進(jìn)行設(shè)計(jì)優(yōu)化。

3 傳動(dòng)軸振動(dòng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)

3.1 中間支承剛度的計(jì)算

對(duì)于汽車(chē)的傳動(dòng)系統(tǒng)來(lái)說(shuō)，中間支承實(shí)際上是一個(gè)關(guān)鍵性的減震結(jié)構(gòu)，有一定的隔振功能，其內(nèi)部具有的橡膠圈是一種很好的減震材料[3]。經(jīng)由隔振理論可以發(fā)現(xiàn)，對(duì)于支承部件隔振效果的強(qiáng)弱，實(shí)際上是由振動(dòng)傳遞效率η 來(lái)確定的，也就是說(shuō)η 值越小，則通過(guò)該隔振部件傳遞的力就越小，即試驗(yàn)支承部件的隔振效果越好。而對(duì)于支承部件的振動(dòng)傳遞效率η 而言，最大影響因素就是支承部件自身的剛度K。剛度可以通過(guò)下列算式計(jì)算獲得：

式中：M 為參與振動(dòng)質(zhì)量，kg；ω 為傳動(dòng)軸的角速度，rad/s；λ2取2。

本文分析車(chē)型的前傳動(dòng)軸質(zhì)量為51.36 kg，后傳動(dòng)軸的質(zhì)量為73.84 kg，因此中間支承結(jié)構(gòu)的參與振動(dòng)質(zhì)量M 為總傳動(dòng)軸質(zhì)量的1/2，即M=62.6 kg。由于傳動(dòng)軸的最大轉(zhuǎn)速為2 400 r/min，因此換算成角速度ω=251.33 rad/s。進(jìn)而就得到了傳動(dòng)軸剛度的理論計(jì)算值，即K=1 977.12 N/mm。

3.2 中間支承剛度的優(yōu)化設(shè)計(jì)

本文借助MATLAB 優(yōu)化軟件對(duì)中間支承剛度進(jìn)行優(yōu)化。首先要對(duì)剛度參數(shù)變量進(jìn)行設(shè)置，將傳動(dòng)軸的 轉(zhuǎn) 速 依 次 設(shè) 定 為800 r/min、1 200 r/min、1 600 r/min、2 000 r/min、2 400 r/min，并對(duì)相應(yīng)的時(shí)間驅(qū)動(dòng)函數(shù)進(jìn)行定義。設(shè)定前傳動(dòng)軸與后傳動(dòng)軸之間的夾角為5°，當(dāng)轉(zhuǎn)速在800～2 400 r/min 之間變化時(shí)，改變傳動(dòng)軸系統(tǒng)中間支承的剛度，并采集Y、Z 兩個(gè)方向上的振幅。最終完成了對(duì)剛度參數(shù)變量的設(shè)置，即變量為傳動(dòng)軸中間支承剛度，變化區(qū)間為250～3 000 N/mm、變化間隔為250 N/mm，然后對(duì)轉(zhuǎn)速為800 r/min、1 200 r/min、1 600 r/min、2 000 r/min、2 400 r/min下的中間支承振動(dòng)位移信號(hào)進(jìn)行記錄，如圖4 所示，為測(cè)得的中間支承部分在Y 方向及Z 方向上的振幅隨剛度的變化曲線(xiàn)。

圖4 振幅隨剛度的變化曲線(xiàn)

從圖4 中可以看出，傳動(dòng)軸的中間支承處在Y與Z 方向上的振動(dòng)差別很小，可以忽略不計(jì)，造成這一現(xiàn)象的根本原因是傳動(dòng)軸自身具有一定的重力，對(duì)于中間支承處的Y 和Z 方向的受力不同。并且，當(dāng)中間支承結(jié)構(gòu)的剛度達(dá)到800 N/mm、1 500 N/mm、2 000 N/mm 時(shí)，與之對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速在1 200 r/min、1 600 r/min、2 000 r/min 時(shí)這兩個(gè)方向上的振幅出現(xiàn)的波動(dòng)較為明顯，所以在對(duì)最優(yōu)剛度進(jìn)行選擇時(shí)應(yīng)首先避開(kāi)這些區(qū)域。當(dāng)剛度在1 800～2 000 N/mm 之間時(shí)，無(wú)論哪種條件下的轉(zhuǎn)速，其相應(yīng)的振幅都比較平緩，基本穩(wěn)定。最后取穩(wěn)定區(qū)剛度的中間值，即理想剛度K=1 900 N/mm，這與之前計(jì)算的剛度理論值十分接近，故滿(mǎn)足此次優(yōu)化設(shè)計(jì)的要求。

4 結(jié)語(yǔ)

為了改善汽車(chē)傳動(dòng)軸系統(tǒng)的振動(dòng)問(wèn)題，使汽車(chē)在運(yùn)行的過(guò)程中更加舒適，本文展開(kāi)了車(chē)用傳動(dòng)軸的優(yōu)化設(shè)計(jì)研究。在分析了傳動(dòng)軸系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)組成以及工作原理后，采用理論計(jì)算以及試驗(yàn)測(cè)試相結(jié)合的手段，對(duì)傳動(dòng)軸的中間支承剛度進(jìn)行了設(shè)計(jì)優(yōu)化，并最終確定其最佳剛度為1 900 N/mm。此次研究通過(guò)對(duì)中間支承剛度進(jìn)行優(yōu)化，進(jìn)而也改善了汽車(chē)傳動(dòng)軸系統(tǒng)的振動(dòng)問(wèn)題，為將來(lái)從事該方向的專(zhuān)家及學(xué)者提供了一定的理論基礎(chǔ)。