傳動軸動態當量夾角在商用車重載爬坡中的研究

文_孟凡生

傳動軸動態當量夾角在商用車重載爬坡中的研究

文_孟凡生

在商用車傳動軸系統布置設計時，傳動軸當量夾角、最大夾角及角加速度幅值應嚴格限制并盡可能小，但在某些工況下，校核好的參數并不能避免商用車重載爬坡工況下動態當量夾角對整車異常振動造成的影響，這就需要使重載爬坡工況下的傳動軸動態當量夾角滿足設計要求。

1 故障描述

2014年5月，在河北唐山某品牌重卡服務站，批量出現某品牌6×4自卸車重載爬大坡抖動故障；但該車型在平整路面運行，無論空載還是滿載，均沒有出現抖動。如果對該車型傳動軸采取二合一的改進方案，即可消除重載爬坡抖動故障。針對這一改進，筆者進行了深入分析，相關研究如下。

1.1 車輛基本情況

某品牌6×4(基本配置見表1)主要是為煤礦、鐵礦、城建工程等用途開發的1款礦用工程型自卸車，運載貨物主要有煤炭、鐵礦石、渣土等；車輛工況惡劣，上、下坡路較多。

1.2 現場故障調研

經調查，該車型主要在礦區使用，路況惡劣，大部分是15～20°的斜坡，且車輛超載嚴重，圖1～4為實地調研圖片。

2 故障原因分析

2.1 商用車萬向節傳動運動分析(理論基礎)

2.1.1 單萬向節傳動

圖5為單萬向節傳動軸力學模型，普通十字軸式萬向節的主動軸與從動軸轉角間的關系為[1-1]：

其中，φ1是軸1的轉角，為萬向節所在平面與萬向節連接的兩軸所在的平面的夾角；φ2是軸2的轉角；α是萬向節連接的兩軸之間的夾角，商用車中規定萬向節傳動輸出軸與輸入軸的夾角不大于7°。

表1 某品牌6×4自卸車主要配置和技術參數

由公式(2-1-1)可見，就單十字軸而言，十字軸萬向節輸出軸與輸入軸的存在轉角差△φ，在萬向節夾角α≤30°的條件下可用如下簡化公式計算[1-1]：

設萬向節主、從動軸的角速度分別為ω1和ω2，主、從動軸的角加速度幅值分別為ε1和ε2，則有[1-1]：

主傳動軸轉矩T1、從主傳動軸轉矩T2與萬向節主、從動軸的角速度分別為ω1和ω2存在如下關系[1-2]：

具有夾角為α的十字軸萬向節，僅在輸入軸驅動轉矩和輸出軸發扭矩的作用下是不能平衡的，因為這兩個轉矩作用在不同的平面內，其向量互成一角度而不能自行封閉，根據萬向節的力偶矩平衡可推斷出，萬向節還受有附加彎矩(二階彎矩)。

當主動叉位置φ1=0°，附加彎矩來自于輸出軸的反扭矩T2，可推導出附加彎矩：

當主動叉位置φ1=90°時，附加彎矩來自于輸入軸的扭矩T1，可推導出附加彎矩：

萬向節附加彎矩表達見圖6、7。

附加彎矩變化周期是180°，在0與上兩式表示的最大值之間變化；附加彎矩可激起與萬向節相連機件的彎曲振動。

2.1.2 多萬向節傳動

多萬向節傳動的運動分析是建立在單萬向節運動分析的基礎上的，多萬向節傳動的轉角差的計算公式與單萬向節的相似，可以寫成[1-1]：

通過上式可看出，多萬向節傳動輸出軸與輸入軸的運動關系，猶如具有夾角αe而主動叉具有初位相σ的單萬向節傳動一樣。此夾角αe為多萬向節傳動的當量夾角。

假如多萬向節傳動的各軸軸線均在同一平面，且各傳動軸兩端萬向節叉平面之間的夾角為零或90°，當量夾角為[1-1]：

式中正負號這樣確定：當第一萬向節的主動叉位于各軸軸線所在的平面內，在其余的萬向節中，如果其主動叉平面與此平面重合定為正，與此平面垂直定為負，見圖8。

圖8中(a)的α1取“+”號，由于α2、α3主動叉所在平面與α1主動叉所在的平面垂直，取“-”號；同理圖8(b)中α1取“+”號，α2取“+”號，α3取“-”號

當多萬向節傳動輸入軸的角速度不變時，第i個萬向節輸出軸的角加速度幅值為[1-1]：

式中，αei為從第1個到第i個萬向節傳動的當量夾角。對于商用車，萬向節傳動輸出軸的角加速度αe2ω12幅值不大于600 rad／s2[1-1]。

2.2 某品牌6×4自卸車重載爬坡抖動原因分析

2.2.1 水平工況下原傳動軸狀態分析

該車型動力線定位點為缸體后端面，坐標為X、Y、Z分別是(400，0，-323.8)，動力線夾角為2.83°，中橋主減傾角為2.9°，傳動軸采用兩根傳動軸布置，傳動軸長度第1節為1 030 mm，第2節為1 130～1 240 mm。平地空、滿載傳動軸夾角校核見圖9。

傳動軸各夾角及根據相關公式，相關結論校核結果見表2。

由表2可見，該車型傳動軸原布置方案在水平工況下是符合行業標準要求。

2.2.2 水平工況載荷分析

車輛質心計算：根據該車輛整備質量16 850 kg，裝載總質量為43 000 kg(貨廂大小為6 500 mm×1 100 mm×2 300 mm，容積為16.5 m3，土石方密度按2.6 g/ cm3計算)。車輛質心參數見圖10。

為了簡化計算，采用平衡軸式后雙聯驅動橋支點可簡化為一個單后橋支點，采用水平平穩運行狀態。建立如圖11所示受力模型，中后橋受力取平衡軸的中心。

根據受力平衡，對前軸取轉矩，根據轉矩平衡，所以：

F2X4975=G1X(4975-1850)+G2X(4975-562)

其中F2為后軸軸荷，可求出F2=48 726.7 kg。

2.2.3 、爬坡工況載荷分析

由于受到車輛質心高度的影響，在上坡的時候車輛的軸荷會向后橋轉移，為了計算簡單，選取平穩上坡或者停駐狀態(坡度30%)。

建立圖12所示受力模型。

對前軸取轉矩，根據轉矩平衡，所以：

F2X4975=G1vX(4975-1850)+G2vX(4975-562)+G1hX1100+G2hX2014

其中：β為30%坡度，約等于16.7°。F2為后軸軸荷。 G1是整備質量，為16 850 kg。G1V是整備質量垂直與地面的分力，為G1×Cosβ(可求出G1V=16 139.3 kg)。G1h是整備質量平行與地面的分力，為G1×Sinβ(可求出G1h=4 842 kg)。G2是裝載質量，為43 000 kg。G2V是裝載質量垂直與地面的分力，為G2×Cosβ(可求出G2V=41 186.4 kg)。G2h是裝載質量平行與地面的分力，為G2×Sinβ(可求出G2h=12 356.5 kg)。

帶入公式，可求出F2=52 744.3 kg。

表2 傳動軸狀態分析結果

爬坡狀態后懸架簧上質量增加為52 744.3-48 726.7= 4 017.6 kg。

可求出懸架在爬坡狀態比在水平狀態下沉11 mm，車橋仰角也發生變化，由2.9°變為3.5°。

2.2.4 、爬坡工況下傳動軸夾角變化

在滿載爬大坡工況時，車輛行駛需要較大的驅動力矩，此時發動機是接近全負荷運行的。因此動力總成質心會出現較大的位移，其位移值與動力總成懸置系統位移控制設計有關。從以上變速器輸出法蘭中心位移測量值可知，在滿載爬大坡工況時，變速器輸出法蘭中心Z向位移，Y向位移均發生了較大變化，發動機傾角由2.83°變為4.3°。傳動軸夾角校核見圖13。

根據公式(2-1-8)，計算爬坡動態當量夾角為：

計算此時萬向節角加速度幅值達到了1 140 rad/s2，遠大于限值600 rad/s2的要求，相關轉動軸爬坡姿態見表3。爬坡狀態下，發動機的轉矩接近全負荷運行，而且車輛坡道起步比水平地面起步，所用變速箱速比大了1.3倍，各種綜合因素加起來，使萬向節附加彎矩增加了近7倍；彎矩過大，造成了傳動軸中間支撐、發動機懸置、中橋輸入法蘭等關聯機件的振動，從而引發了整車抖動。

因得出結論：車輛在重載爬坡時，正是傳動軸動態當量夾角超標，導致了車輛的爬坡抖動。

3 解決方案

找到了問題根源后，降低車輛爬坡狀態的傳動軸當量夾角，可有效解決車輛的重載爬坡抖動問題，目前筆者所在企業的市場改進方案是把傳動軸合二為一，改為單節傳動軸，長度為2 220 mm，同時為提高傳動軸的極限轉速，把軸管內外徑做了加大處理，傳動軸夾角狀態見圖14、15。

調整后傳動軸當量夾角、最大擺角、角加速度幅值校核見表3。

目前該改進方案在市場上運行近1年，改進后效果良好，無抖動故障發生，客戶反映良好。

表3 爬坡工況傳動軸夾角狀態

表4 調整后傳動軸夾角狀態

4 結論

通過實例分析，本文研究了由于傳動軸系統布置設計有缺陷從而引起整車異常振動的原因，表明在商用車傳動軸系統的設計布置中，除了常規工況下的傳動軸當量夾角、最大夾角及角加速度幅值需滿足設計要求外，還需增加滿載爬坡工況下相關參數的校核，并使其滿足設計要求，以避免因傳動軸系統布置不當引起整車異常振動問題。

(注：孟凡生，男，1976年10月出生，工程師，北京福田戴姆勒汽車有限公司技術中心員工，從事商用汽車傳動系統研究十余年)

[1]張洪欣 汽車設計[M]北京：機械工業出版社，1999，P106，P107，P109．

[2]王霄鋒 汽車底盤設計；清華大學出版社，2010，P139．