轎車前驅動軸結構及設計要領

高秀榮

（中國第一汽車股份有限公司天津技術開發分公司）

目前我國的大部分轎車多為發動機前置前驅動，前懸為獨立懸架，作為連接變速箱與車輪的前驅動軸，應能等速、可靠、平穩及低噪聲地將發動機的動力傳遞給車輪，同時滿足汽車行駛過程中車輪上下跳和轉向等多種工況軸的伸縮與擺動，因此驅動軸兩端萬向節的選取、滑移與擺角分析、強度與壽命計算對滿足整車設計要求至關重要。文章從整車廠設計人員的角度，介紹前驅動軸萬向節結構型式種類、特點、端節選取及總成相關設計要領，以供相關設計人員參考。

1 前驅動軸總成結構

轎車前驅動軸由左右2根前驅動軸組成，2根軸通常僅中間軸桿長度不同，每根驅動軸兩端的萬向節相同。差速器端采用滑動的等速萬向節，適應汽車行駛過程中車輪的上下跳、轉向引起的軸的伸長及擺動；在車輪端采用中心固定的等速萬向節，以適應車輪上下跳、轉向引起的擺角變化。由于動力總成的布置，通常左軸短右軸長；也有因布置及左右軸長差過大等原因，在右側采用中間支撐半軸，再聯接與左軸軸桿長度相同的驅動軸總成。文章主要介紹無中間支撐的左右前驅動軸的結構及相關設計要領。圖1示出前驅動軸總成結構示意圖。

2 兩端萬向節結構型式及性能特點

2.1 滑動式等速萬向節

滑動式等速萬向節包括TJ（三銷軸式）、DOJ（雙偏置球籠式）及VL（交叉球籠式）。

1）TJ包含標準的TJ（如圖2所示）及改進型AC-TJ，FTJ，ARR，TRJ，KI-2（如圖 3～ 圖 7 所示）。標準的TJ由三銷軸、滾針、滾輪及外套構成，廣泛應用于低級別車輛。其改進型都是為減少滾輪與外套滾道的滑動（增加滾動），改進了一些機構，以減少有軸交角時產生的摩擦力來降低其派生的軸向力，改善由于自身原因引起的NVH[1]。表1示出TJ萬向節性能特點對照。

表1 TJ萬向節性能特點對照

2）DOJ包含標準的DOJ（如圖8所示）及改進型DOJ-RPC和DOJ-RPCF（如圖9所示）。標準的DOJ由外套、內套、6個鋼球及保持架構成。保持架控制鋼球，是保持架操縱型式的CVJ（等速萬向節），DOJ-RPC及DOJ-RPCF與DOJ相比，由于鋼球與保持架窗口有間隙，當有擺角時，鋼球與外滾道可形成滾動，減少摩擦力，從而降低其派生的軸向力，改善由于自身原因引起的NVH[1]。表2示出DOJ萬向節性能特點對照。

表2 DOJ萬向節性能特點對照

3）VL（如圖 10和圖 11所示）的構成同 DOJ，VL的內外套溝道相對于軸向只是等角度相互對稱地傾斜（交叉）；靠滾道來控制球的位置，保持等速性，是滾道操縱型式的CVJ。

綜上，表3示出滑動式等速萬向節性能特點對照。

表3 滑動式等速萬向節性能特點對照

2.2 固定式等速萬向節

固動式等速萬向節包括BJ（球籠式），RF，UF（如圖12所示）及 GE（三銷軸式，如圖 13所示）。BJ，RF，UF的構成同DOJ，但DOJ外套軸向斷面為直溝道，與軸線平行，BJ，RF，UF 為圓?。灰?BJ外套溝道為橢圓形（如圖14所示），而UF，RF外套溝道為圓形（如圖15所示），鋼球與之復合度較BJ高，因此同尺寸的端節額定扭矩高些。GE的構成基本同TJ，與TJ不同的是節心是固定的，很少使用。表4示出固定式等速萬向節性能特點對照。

表4 固定式等速萬向節性能特點對照

3 驅動軸總成設計

3.1 滑移與擺角及運動包絡校核

3.1.1 滑動端（即差速器端）萬向節滑移曲線定義

滑動端萬向節是在允許軸向滑動的同時又可以擺動，每一個結構定型的滑動端萬向節都具有一個固定的滑移曲線，此滑移曲線可以用專用設備測試出來，如圖16所示。

3.1.2 驅動軸的初始軸交角及常用工況軸交角要求

通常在空載姿態下，驅動軸的初始軸交角最好≤4.5°；一般應保證常用工況軸交角≤7°。因為在有軸交角情況下，滑動端萬向節傳遞動力時，由于內部零件間的相對滑動產生的摩擦力，其軸向分量成為起振力，此力與發動機回轉的振動會產生共振，DOJ節易產生偏擺音，TJ節在低速急加速時，撞動發動機安裝懸掛，引起汽車橫振，軸交角越大，振動及噪聲越大；另外常用軸交角越大，兩端萬向節使用壽命越低。

3.1.3 驅動軸滑移與擺角校核功用

在整車開發確定前懸硬點并進行動力總成布置時，就應配合進行驅動軸的滑移與擺角及運動包絡校核，以協助判定前懸硬點、前橋總成各部件軸向位置（即固定端節的節心）、差速器中心位置的合理性和驅動軸與周邊部件的間隙是否合適。

如果驅動軸滑移及擺角分析結果顯示，無論選用怎樣的萬向節，其萬向節的滑移及擺角都無法滿足實際的滑移與擺角要求，那么首先要調整動力總成搭載的位置；其次如果動力總成的搭載位置已滿足驅動軸初始交角要求，且動力總成再無調整的空間，就應該看能否減小車輪轉向角，當然是在滿足法規要求的最小轉彎半徑的基礎上的減小；再次就是在滿足整車性能的基礎上調整前懸硬點。

3.1.4 滑移與擺角及包絡的分析方法

滑移與擺角及包絡的分析可利用CATIA中的DMU進行分析，這里的關鍵就是搭建各部件間的運動副，建立運動模型，給出驅動輸入。一般分18種工況進行輸入，即空載、滿載、80%上跳、完全上跳、80%下跳及完全下跳時的汽車直行、內轉向及外轉向，分別記錄差速器端萬向節滑移量與擺角、車輪端的擺角，將差速器端萬向節滑移量與擺角輸入到滑移曲線坐標中，通過調整中間軸桿長度，使得坐標點落在滑移曲線的理想位置。分析用前懸系統運動學模型，如圖17所示，驅動軸的包絡，如圖18所示。

3.1.5 滑移與擺角的允許范圍

對于不同型式的端節，安全允許量略有不同。以TJ萬向節為例，滑動端滑移與擺角的允許范圍為陰影網格線內（如圖19所示），按3.1.4節分析出的節心坐標點落在陰影網格線內。固定端擺角≤（固定端萬向節允許最大值 -1）°。

3.2 驅動軸軸桿最小軸徑的設計計算

按發動機的最大扭矩計算軸部最大傳遞扭矩（TDmax/N·m）為：

式中：Temax——發動機的最大扭矩，N·m；

i1——變速箱1擋速比；

if——主減速器速比。

考慮汽車行駛過程中的沖擊載荷，軸部實際傳遞的最大可能扭矩（TDmax（2.3）/N·m）為 2.3TDmax，軸部的最大扭轉剪切應力（τmax/（N/mm2））為：

式中：d——驅動軸桿最小直徑，mm；

τ0——驅動軸的材料許用應力，N/mm2。

注：通常驅動軸軸桿材料為40Gr，正火處理后中頻淬火，屈服極限遠遠高于調質處理。

3.3 兩端萬向節柄部配合部位設計（適合花鍵配合）

3.3.1 結構設計要領

與配合部件配合設計，確保驅動軸裝配到位、無干涉、保證配合部件功能的實現；差速器端如果通過卡簧軸向定位，卡簧的設計應充分考慮端節從差速器中拆下的拆卸力，過大會造成拆卸困難，過小則驅動軸易從差速器中脫出。

3.3.2 花鍵

1）配合及參數。部分車輛驅動軸兩端多通過花鍵與配合件連接，與差速器的花鍵配合一般采用間隙配合，以利于裝配；與車輪輪轂連接采用壓入配合，以減小沖擊噪聲，為實現車輪端驅動軸的壓入配合，驅動軸的花鍵帶有10～18'的螺旋角，而花鍵參數設計時要保證與輪轂花鍵有足夠的間隙（通常為0.1～0.2 mm），以保證驅動軸能很容易地裝入輪轂中，然后靠螺旋角來消除間隙，直至過盈配合，最終靠螺母的緊固將驅動軸壓緊在配合部件上。

花鍵參數：與兩端配合的花鍵一般為外花鍵，外花鍵應給出作用最大齒厚和實際最小齒厚，以便給出花鍵通規和止規的設計依據。至于花鍵參數計算這里從略，可參照文獻[2]。

2）強度校核。一般通過擠壓應力進行強度校核[3]，以確定設計的花鍵模數、齒數及有效長度是否合理；也可參照設計。

3.4 萬向節型式的選取

1）通常對于低檔級別車，變速箱為機械式變速箱，滑動端一般選用TJ或DOJ萬向節；固定端選用BJ萬向節。如果BJ不能滿足車輪轉角的要求，可選擇UF萬向節。

2）通常對于低檔級別車但變速箱為自動變速箱，滑移端應選用TJ，固定端同1）。

3）通常對于NVH要求高的高檔級車，滑移端可選用表1中的TJ改進型，因為這4種型式的端節引進了減少滑動、增加滾動的機構，故減少了摩擦力，從而降低軸向力。而標準的TJ萬向節，摩擦力引起的軸向力偏大，回轉3次引起的軸向力易引起低速急加速時，撞擊發動機懸置，引起汽車橫振；也可選用表2中的DOJ-RPC和DOJ-RPCF來降低整車的NVH[1]。

3.5 萬向節型號（大小）的選取

通常由驅動軸生產商提供現有端節的允許扭矩（容量），主機廠通過萬向節壽命計算，選取相應的萬向節。也可根據動力總成及軸荷，選取驅動軸生產商為相類似車型配置的萬向節型號，通過臺架試驗考核驗證是否滿足整車使用要求。

端節壽命的計算方法如下：

式中：TDn——萬向節傳遞的扭矩，N·m；

in——擋位n的變速比；

Nn——萬向節的轉速，r/min；

Ne——發動機最大扭矩時的轉速，r/min；

r——輪胎的滾動半徑，mm；

vm——平均車速，km/h；

vn——擋位n的車速，km/h；

Qn——擋位n的行駛比率，如表5所示，Qn與汽車使用的國家、道路情況有關，統計經驗值，表5中值僅供參考。

表5 變速箱不同擋位行駛比率

1）萬向節的單獨時間壽命（Ln/h）[4]。

球籠式：

式中：Aj——角度系數，當驅動軸固定端擺動角為θ0時，Aj= （1-sin θ0）cos2θ0，當滑動端擺動角為 θI時，Aj=0.195/[0.195+sin（θI/2）]；

T100——球籠式萬向節轉速在100 r/min下運行1 500 h的允許扭矩，N·m；

T730——三銷式萬向節轉速在730 r/min下運行500 h的允許扭矩，N·m。

此外T100及T730是由萬向節的大小（內部結構參數）決定的，由專業生產廠提供。

2）綜合時間壽命（Lt/h）。

3）綜合距離壽命（Le/km）。

100%負荷率：Le100%=vmLt

55%負荷率（設計值）：Le55%≥50 000 km（經驗值）

3.6 減振塊設計

由于發動機前置前驅動，一般右驅動軸軸桿較長，彎曲剛度低，為降低其彎曲振動，多在軸桿上加裝減振塊。減振塊的設計參數為減振塊的質量、剛度、阻尼及其安裝位置，多采用結構動力學理論分析與實測試驗相結合的方式進行優化設計。

4 結論

文章較全面地論述了轎車前驅動軸的設計要領，此要領汲取了大量的設計經驗，并經過多款車型的驗證，為相關設計人員提供可信賴的依據。文章對前驅動軸萬向節結構型式、特點、性能、壽命及成本等進行了對比，從事整車設計人員，可根據整車搭載的動力總成、整車級別等綜合考慮壽命、成本及NVH等，從中選取最適合的萬向節型式及型號，做到既經濟又滿足整車使用要求。但文章未對降低驅動軸彎曲振動的減振塊設計做深入探討。