轎車等速萬向傳動中間軸的輕量化設計方法研究

王建偉, 盧 曦

(1.上海理工大學 機械工程學院,上海 200093; 2.浙江工業(yè)職業(yè)技術(shù)學院 汽車學院,紹興 312000)

轎車等速萬向傳動中間軸的輕量化設計方法研究

王建偉1,2, 盧 曦1

(1.上海理工大學 機械工程學院,上海 200093; 2.浙江工業(yè)職業(yè)技術(shù)學院 汽車學院,紹興 312000)

以輕量化為指標,考慮轎車等速萬向傳動中間軸的空間布置約束、產(chǎn)品功能約束、產(chǎn)品強度約束、制造工藝及熱處理工藝約束和性能約束,提出了一種轎車等速萬向傳動中間軸輕量化的設計方法.通過強度試驗驗證了所設計的傳動軸滿足產(chǎn)品強度要求.與傳統(tǒng)實心軸、等內(nèi)徑空心軸、摩擦焊接空心軸對比,減重效果明顯.

傳動中間軸; 輕量化; 設計方法; 減重

隨著全球能源危機的加劇,輕量化已經(jīng)成為解決能源危機的一種重要手段.輕量化設計不再僅僅是使用不同強度水平材料的替代問題,而更多的是材料特性、載荷、設計(尺寸)和制造方法之間的影響與制約問題[1].

汽車輕量化技術(shù)的實現(xiàn)途徑主要包括輕量化材料、輕量化設計方法和輕量化制造技術(shù)[2-5].高昂的成本限制了輕量化材料的推廣和應用,輕量化設計方法和輕量化制造技術(shù)是目前發(fā)展和應用的主要趨勢.輕量化設計方法包括合理的結(jié)構(gòu)優(yōu)化輕量化設計和基于強度特征的輕量化設計.其中,結(jié)構(gòu)優(yōu)化輕量化設計又包括形狀優(yōu)化、尺寸優(yōu)化和拓撲優(yōu)化;基于強度特征的輕量化設計主要是將汽車零部件的強度潛能充分發(fā)揮出來.輕量化制造技術(shù)主要包括新型的鑄造技術(shù)、粉末冶金技術(shù)及成型技術(shù)等.

等速萬向傳動軸總成是汽車傳動系統(tǒng)非常重要的一個部件,將發(fā)動機產(chǎn)生的扭矩傳遞至車輪,驅(qū)動車輛行駛.傳動軸總成通常由移動節(jié)段萬向節(jié)、傳動中間軸、固定節(jié)段萬向節(jié)、護套等組成.

隨著人們對車輛舒適性尤其是NVH(噪聲振動與聲振粗糙度)等方面的要求越來越高,等速萬向傳動中間軸從最初的實心軸過渡到帶阻尼器或者配重的實心軸,為了進一步降低油耗,傳動中間軸又逐漸過渡到摩擦焊管軸.伴隨萬向節(jié)及制造方法的改進,旋鍛技術(shù)逐漸成為傳動中間軸的主要生產(chǎn)方法,因為,其能夠確保在整根軸上形成連續(xù)纖維組織,并且可以根據(jù)整車輕量化需求和性能需要實現(xiàn)傳動中間軸的變截面、變壁厚,達到輕量化的目的[6-8].

傳動中間軸傳統(tǒng)的設計方法通常采用設計手冊提供的材料性能數(shù)據(jù)、尺寸系數(shù)、表面加工系數(shù)、疲勞缺口系數(shù)等,計算該軸的安全系數(shù),與許用安全系數(shù)進行比較,確定傳動中間軸的材料和外形尺寸[9],該方法更多地考慮傳動中間軸的強度要求.文獻[10]的研究顯示,傳統(tǒng)設計方法設計出的傳動中間軸的強度富裕量較大,輕量化設計空間仍然很大.

雖然國內(nèi)外汽車廠家已經(jīng)采用管軸生產(chǎn)方法,但是,目前對于等速萬向旋鍛中間軸的輕量化設計方法還鮮有報道.因此,在滿足強度的條件下,為了更準確地進行輕量化設計,必須將傳動中間軸的材料特性、結(jié)構(gòu)設計、加工工藝和強化工藝耦合起來研究.本文選用25CrMo4材料,考慮等速萬向傳動中間軸的空間布置約束、連接配合約束,耦合等速萬向傳動中間軸的結(jié)構(gòu)尺寸、加工工藝、強化工藝,研究等速萬向傳動中間軸的輕量化設計方法.

1 設計過程

轎車傳動中間軸使用過程中承受的載荷包括少量的大載荷和大量的疲勞小載荷.傳動中間軸承受的大載荷主要是車輛在低速、傳動中間軸大彎角情況下發(fā)生,此時傳動中間軸除了傳遞大扭矩外還承受彎矩.傳動中間軸承受的大量小載荷主要是車輛直線行駛情況下,主要傳遞扭矩,由于此時等速萬向傳動中間軸彎角小,彎矩可以忽略.

等速萬向傳動中間軸的輕量化設計方法在滿足強度要求的前提下,主要以輕量化為設計指標,綜合考慮空間布置、連接配合、加工工藝和強化工藝.

為了便于說明傳動中間軸輕量化設計方法,按照傳動中間軸的局部功能將其分為3大部分,如圖1所示,即固定節(jié)段、中間段、移動節(jié)段.其中,固定節(jié)段包括花鍵段1、功能約束段2、護套段3.移動節(jié)段包括花鍵段1′、 功能約束段2′、護套段3′.

圖1 傳動中間軸

轎車等速萬向傳動中間軸的輕量化設計方法如下:

a. 考慮裝配約束確定花鍵段外徑尺寸,考慮花鍵加工工藝確定產(chǎn)品內(nèi)徑尺寸;

b. 考慮轉(zhuǎn)角約束確定功能約束段外徑尺寸,綜合考慮傳動中間軸輕量化、靜強度、疲勞強度確定功能約束段內(nèi)徑尺寸;

c. 根據(jù)卡箍安裝尺寸確定護套段外徑尺寸,根據(jù)產(chǎn)品輕量化、靜強度及疲勞強度確定護套段內(nèi)徑尺寸;

d. 根據(jù)空間布置確定中間段外徑,以輕量化為指標,耦合產(chǎn)品幾何尺寸、加工工藝、強化工藝后的強度確定中間段內(nèi)、外徑尺寸;

e. 根據(jù)應力集中限制,可確定傳動中間軸過渡段內(nèi)、外徑尺寸.

彎扭組合負載時傳動中間軸承受的應力值更大,其靜強度計算式為

(1)

(2)

(3)

式中:σd為傳動中間軸承受的最大等效應力;M為二次彎矩;Wz為抗彎截面系數(shù);T為扭矩;Wp為抗扭截面系數(shù);d為傳動中間軸內(nèi)徑;D為傳動中間軸外徑.

文獻[11]給出了傳動中間軸工作過程中承受的二次彎矩M的計算式為

(4)

式中,α為萬向節(jié)擺角.

傳動中間軸疲勞載荷按照純扭轉(zhuǎn)負載處理,疲勞強度的計算式為

(5)

式中:a,b為材料常數(shù);N為疲勞壽命.

2 設計實例

以某等速萬向傳動中間軸為例,毛坯選用25CrMo4無縫鋼管,經(jīng)旋鍛成形后進行滲碳淬火熱處理.傳動中間軸固定節(jié)段萬向節(jié)大徑尺寸為29.64 mm,移動節(jié)段萬向節(jié)大徑尺寸為27.78 mm;傳動軸總成在固定節(jié)段擺角40°、移動節(jié)段擺角10°時靜斷裂強度不小于4 000 N·m;在固定節(jié)段擺角和移動節(jié)段擺角7°條件下,試驗扭矩±1 245 N·m時,傳動軸總成節(jié)段平均循環(huán)壽命不小于30萬次.本文對轎車等速萬向傳動中間軸進行輕量化設計.

2.1 花鍵段

外徑:傳動中間軸花鍵段根據(jù)兩端萬向節(jié)尺寸確定,花鍵段1處和1′處大徑尺寸分別為29.64 mm和27.78 mm;

內(nèi)徑:根據(jù)花鍵成形工藝要求,成形壁厚最小為6 mm,因此,可取初始花鍵段壁厚為6 mm,同時考慮傳動中間軸由無縫鋼管旋鍛而成,為便于設定成形工藝參數(shù),對傳動中間軸1和1′的內(nèi)徑尺寸圓整,確定1和1’的內(nèi)徑最大值分別為17 mm和16 mm.根據(jù)式(1)和式(5)驗算,分別滿足靜強度和疲勞強度要求.

2.2 功能約束段

a. 外徑.

(a) 功能約束段2.

圖2為固定節(jié)段等速萬向節(jié)在最大擺角(α=α1,max)時與傳動中間軸的位置關系.固定節(jié)段轉(zhuǎn)角約束段最大外徑d1,max滿足如下關系式:

式中:R為固定節(jié)段等速萬向節(jié)外套球面半徑;L1為固定節(jié)段等速萬向節(jié)回轉(zhuǎn)中心O到外套端口的距離;α1,max為固定節(jié)段等速萬向節(jié)最大擺角;δ1為固定節(jié)段防塵套影響尺寸.

傳動中間軸固定節(jié)段萬向節(jié)最大擺角40°,將相關尺寸代入式(6)計算固定節(jié)段轉(zhuǎn)角約束外徑,圓整后取26.5 mm.

圖2 固定節(jié)段轉(zhuǎn)角約束示意圖

(b) 移動節(jié)段功能約束段2′.

移動節(jié)段允許傳動中間軸在軸向滑動,不同移動節(jié)段位置處傳動中間軸和萬向節(jié)的最大擺角不同,當滑移位置靠外時,轉(zhuǎn)角較大,當滑移位置位于移動節(jié)段最里端時,為極限工況,擺角最小.圖3為移動節(jié)段萬向節(jié)和傳動中間軸在最大擺角以及軸向滑動極限位置(α=α2,max,S=Smax)時的位置關系.移動節(jié)段功能約束段最大外徑d2,max滿足如下關系式:

式中:d2,max為傳動中間軸移動節(jié)段轉(zhuǎn)角約束段2′最大外徑;D為移動節(jié)段等速萬向節(jié)外套圓柱面直徑;L2為移動節(jié)段等速萬向節(jié)中心到外套端口的距離;α2,max為移動節(jié)段等速萬向節(jié)最大擺角;δ2為移動節(jié)段防塵套影響尺寸;

圖3 移動節(jié)轉(zhuǎn)角約束示意圖

傳動中間軸移動節(jié)段萬向節(jié)最大擺角為10°,將相關尺寸代入式(7)計算出移動節(jié)段轉(zhuǎn)角約束外徑,圓整后取26 mm.

b. 內(nèi)徑.

根據(jù)傳動中間軸功能結(jié)構(gòu)可知功能約束段是傳動中間軸最危險位置,功能約束段承受的載荷最大.當固定節(jié)段擺角為40 °、移動節(jié)段擺角為10 °、承受載荷為4 000 N·m時,最大負載是彎扭組合載荷,根據(jù)強度要求按照應力式(1)計算,圓整后確定約束段2處內(nèi)徑最大值為13.5 mm,約束段2′處內(nèi)徑最大值為13 mm;當固定節(jié)段擺角和移動節(jié)段擺角均為7 °時應用疲勞強度式(5)計算,代入材料參數(shù)進行強度驗算,滿足扭矩±1 245 N·m時,平均循環(huán)壽命不小于30萬次的產(chǎn)品要求.故約束段2處內(nèi)徑為13.5 mm,外徑為26.5 mm,約束段2′處內(nèi)徑為13 mm,外徑為26 mm.

2.3 護套段

護套段3和3′外形和尺寸根據(jù)護套卡箍安裝要求,確定固定節(jié)段護套段3外徑尺寸為29 mm,移動節(jié)段護套段3′外徑尺寸為28 mm.根據(jù)傳動中間軸強度計算式(1)確定護套段3處內(nèi)徑為17 mm,護套段3′處內(nèi)徑為16 mm.通過式(7)計算,計算結(jié)果滿足疲勞壽命要求.

2.4 中間段

根據(jù)空間布置約束確定中間段外徑極大值為32 mm.分析傳動中間軸受力可知,中間段承受的應力較小,而中間段長度又較長,因此,中間段是傳動中間軸輕量化的主要部件,中間段截面積越小越好.

根據(jù)扭轉(zhuǎn)應力計算式(1)和疲勞強度式(5)可知,隨著內(nèi)徑的增加,傳動中間軸所受應力將逐漸增大,但同時截面積隨之減小,意味著傳動中間軸更輕.因此,中間段存在某一個內(nèi)、外徑值,輕量化與應力達到平衡,此刻既滿足產(chǎn)品強度,同時又能最大化地實現(xiàn)輕量化.當固定節(jié)段擺角40°、移動節(jié)段擺角10°時,傳動中間軸承受靜載荷最大,按照式(1)計算傳動中間軸中間段承受的應力值.傳動中間軸中間段承受的應力值參考相鄰護套段及功能約束段應力值,同時考慮旋鍛成形工藝參數(shù)控制的便利性,最終確定旋鍛中間軸中間段內(nèi)徑為26 mm.

旋鍛成形后的傳動中間軸無法滿足產(chǎn)品使用強度要求,因此,需要進行強化工藝處理,常用的強化工藝為滲碳、淬火.為了滿足產(chǎn)品的表面強度及沿深度方向的強度梯度要求,通過控制產(chǎn)品熱處理工藝硬度來滿足產(chǎn)品強度要求.根據(jù)材料的滲碳、淬火曲線可知,在產(chǎn)品外徑32 mm,內(nèi)徑26 mm時,傳動中間軸的表面硬度及沿深度方向的硬度梯度滿足產(chǎn)品要求.因此,最終確定中間段內(nèi)、外徑分別為26 mm和32 mm.

2.5 過渡段

過渡尺寸應平緩過度,充分考慮應力集中現(xiàn)象及疲勞有效應力集中系數(shù),臺階高度不小于0.5 mm,過渡圓角半徑不小于12 mm.

根據(jù)以上方法確定的輕量化轎車等速萬向傳動中間軸主要結(jié)構(gòu)尺寸圖如圖4所示.

圖4 傳動中間軸結(jié)構(gòu)尺寸

3 試驗驗證

按照萬向傳動軸總成試驗規(guī)范,進行變截面變壁厚輕量化空心傳動中間軸強度校核,靜強度試驗樣品編號分別為J01,J02,J03,J04,疲勞強度試驗樣品編號分別為P01,P02,P03,P04.萬向傳動軸總成靜強度試驗和疲勞強度試驗結(jié)果分別如圖5和圖6所示,靜強度試驗和疲勞強度試驗數(shù)據(jù)如表1和表2所示.

圖5 靜斷裂照片

圖6 疲勞斷裂照片

從試驗結(jié)果可以看出,新設計的轎車等速萬向傳動中間軸的靜強度和疲勞強度均滿足產(chǎn)品要求.

分別以同等強度水平的實心軸產(chǎn)品(圖7)、等內(nèi)徑空心軸產(chǎn)品(圖8)以及摩擦焊接空心軸產(chǎn)品(圖9)作為參照對象進行輕量化設計效果評估.其中,實心軸質(zhì)量為2.31 kg,等內(nèi)徑空心軸質(zhì)量為1.96 kg,摩擦焊接空心軸質(zhì)量為1.38 kg，其本設計方法得到的輕量化導向性空心軸質(zhì)量為1.16 kg,其相對各參照對象的減重效果如表3所示(見下頁).

表1 靜強度實驗結(jié)果

表2 疲勞壽命試驗結(jié)果

圖7 原始實心軸

圖8 等內(nèi)徑空心軸

圖9 摩擦焊接空心軸

參照對象減重比例/%實心軸50.2等內(nèi)徑空心軸35.0摩擦焊接空心軸16.3

4 結(jié) 論

本文以輕量化為指標,綜合考慮產(chǎn)品空間布置約束、產(chǎn)品功能約束、加工工藝約束、熱處理工藝約束及強度約束等,提出了一種轎車等速萬向傳動中間軸的輕量化設計方法.按照所提出的輕量化方法設計的傳動中間軸滿足產(chǎn)品強度要求,同時與實心軸、等內(nèi)徑空心軸、摩擦焊接空心軸相比,減重效果明顯.

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(編輯:石 瑛)

Light-Weight Design of Constant Velocity Universal Joint Drive Countershaft

WANG Jianwei1,2, LU Xi1

(1.SchoolofMechanicalEngineering,UniversityofShanghaiforScienceandTechnology,Shanghai200093,China;2.CollegeofAutomobile,ZhejiangIndustryPolytechnicCollege,Shaoxing312000,China)

A light-weight design method was introduced considering the constraints of the space layout,function,strength,manufacturing and strengthening processes of the constant velocity universal joint drive countershaft.The shafts designed based on this light-weight method can meet the requirements,which was verified by static strength and fatigue tests.Besides,its effect on weight reduction is much more clear than those of solid shafts,constant diameters hollow shafts and friction-welded shafts.

drivecountershaft;light-weight;designmethod;weightreduction

1007-6735(2017)02-0143-06

10.13255/j.cnki.jusst.2017.02.008

2016-11-15

上海汽車工業(yè)科技發(fā)展基金資助項目(1623);上海市科技攻關項目(14521100500)

王建偉(1982-),男,博士研究生.研究方向:汽車結(jié)構(gòu)強度可靠性及輕量化設計.E-mail:wjwei0405@126.com

盧 曦(1968-),男,教授.研究方向:汽車結(jié)構(gòu)強度可靠性及其輕量化設計、汽車回收零部件再使用強度評價.E-mail:luxi_usst@163.com

TH 114; U 463.3

A