雙聯傳動軸在某款加油車上的應用

項冬東，黃森，王佩，田春榮，郇浪浪

（陜西汽車控股集團有限責任公司技術中心，陜西 西安 710200）

雙聯傳動軸在某款加油車上的應用

項冬東，黃森，王佩，田春榮，郇浪浪

（陜西汽車控股集團有限責任公司技術中心，陜西 西安 710200）

商用車傳動軸通常采用十字軸萬向節伸縮結構，其作用是將動力總成輸出不同檔位的動力和旋轉運動傳送到驅動橋主減速器。文章主要采用類比成熟傳動軸結構的設計方法進行雙聯傳動軸在某款加油車上的應用。

類比；雙聯；傳動軸；設計

CLC NO.: U463.22 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)10-65-05

前言

商用車傳動軸通常采用十字軸萬向節伸縮結構，其作用是將動力總成輸出不同檔位的動力和旋轉運動傳送到驅動橋主減速器。為了調整因路面不平、車輪上下跳動等因素引起的傳遞距離和角度的變化，傳動軸總成不可能在同一直線運行，輸出軸與輸入軸之間以變化的瞬時角速度比旋轉運動傳遞動力。

商用車由于軸距大，一般采用兩節或者多節傳動軸來傳遞動力。雙聯傳動軸較其自身質量輕且整體動平衡好，有利于整車的節能減排以及降低傳動系統共振現象。將雙聯傳動軸應用于開發的某款加油車，有利于改善車輛傳動系統的NVH性能及燃油經濟性。

1、雙聯傳動軸構造

對于安裝雙聯傳動軸的中輕卡而言，其結構較兩節式的取消了中間傳動軸及后橋傳動軸前端的凸緣，為了滿足后懸架的跳動，與后橋連接的傳動軸是可伸縮的，其余是不可伸縮的傳動軸。不可伸縮傳動軸的一端與變速器的輸出法蘭連接，為了彌補整體剛度的不足，通過中間支承及吊架安裝在車架橫梁下面，吊架形式各異，根據具體布置進行設計。中間支撐的橡膠軸承，起到緩沖汽車運動時傳動軸受到的附加力及力矩，由此減少振動及降低噪音。雙聯傳動軸主要結構見圖1。

圖1 雙聯傳動軸結構示意圖

2、雙聯傳動軸設計

2.1 設計流程

圖2

2.2 某款加油車相關參數

表1 整車相關參數

2.3 確定傳動軸計算扭矩

（1）由發動機輸出扭矩決定的主傳動軸傳遞的最大扭矩Tse，根據公式[1]

式中Temax為發動機最大輸出扭矩，Nm；igr為變速器最大速比（包括倒檔速比）；Kd為動載系數，取1；η為變速器效率；

將表一相關參數代入公式可得：Tse=2925Nm；

（2）由驅動輪打滑決定的主傳動軸傳遞的扭矩Tss，根據公式[1]

式中G為滿載狀態下驅動橋上的靜負荷，N；m'為汽車最大加速度時驅動橋負荷轉移系數，取1.2；φ為輪胎與路面間附著系數，對于安裝一般輪胎的公路用汽車，在良好水泥或瀝青路面上，取0.85；rr為輪胎滾動半徑，m；i0為驅動橋速比；ηm為主減效率。

將表一相關參數代入公式可得：Tss=6492.8Nm

計算扭矩Ts取Tse和Tss當中的最小值，Ts=2925Nm 。

2.4 根據總布置圖初步確定傳動軸長度

根據總布置要求及傳動軸吊架橫梁位置確定整車滿載狀態下傳動軸長度為2082mm。

圖3

2.5 確定傳動軸參數

根據傳動軸計算扭矩并查閱相關標準，確定了中間傳動軸和后橋傳動軸的參數，見表二。

表2 傳動軸參數

2.6 傳動軸校核

2.6.1 傳動軸軸管強度計算

1）軸管剪切應力計算

根據剪切應力τc計算式[1]

式中[τc]為許用應力，軸管材料選用440QZ，取220Mpa；Kj為安全系數，取2；d為軸管內徑，mm；D為軸管外徑，mm。

將相關參數代入公式可得：τc=204.8Mpa<220Mpa，其結果滿足要求。

3.6.2 傳動軸極限長度確定

根據極限長度計算式[1]：

式中nmax為傳動軸最高轉速，r/min，ne max為發動機最高轉速，r/min，ig為變速箱最小速比將相關參數代入公式（1）（2）可得：L≤1749.2mm，驗算中間傳動軸、后橋傳動軸長度均符合要求

2.6.3 臨界轉速校核

根據臨界轉速計算式[1]

將相關參數代入公式可得nk1=11541.8r/min，nk2=19491.9 r/min

要求nmax≤0.7 nk，將相關參數代入可得：

其均滿足設計要求

2.6.4 傳動軸滑動花鍵強度計算

4.4.1 花鍵軸扭轉強度

根據計算式[1]：

式中D為花鍵軸底徑，mm；[τ]為許用剪切應力，花鍵軸材料為45#，許用剪切應力取146Mpa，將參數代入計算得：D=45.5mm，其花鍵軸底徑應不小于45.5mm

2.6.5 連接螺栓強度計算

1）緊固螺栓預緊力計算

根據計算式[1]

式中：T為萬向節叉傳遞的扭矩，Nm；n為螺栓組螺栓數量，取4；fs為預緊結合面摩擦系數，取0.13；F為單個螺栓預緊力，N；r為中心軸線至螺栓孔中心的半徑，取120mm；Kf為考慮載荷情況及摩擦有時不穩定的可靠性系數，取1.3；

將相關參數代入可得：F=60938.5N

2）預緊力強度計算

根據公式[1]：

式中dc為連接螺栓內徑，13.43mm；將相關參數代入可得：

3）剪切強度計算

根據公式[1]：

式中d0為螺栓直徑，Fs為螺栓工作剪力，N

將參數代入式（3）（4）可得：τ=39.6Mpa

4）緊固螺栓強度級別確定

根據GB/T 3098.1—2000，螺栓材料40Cr時機械性能為8.8級螺栓時，其公稱抗拉強度σb=800Mpa，屈服強度σs=640Mpa。機械性能為10.9級螺栓時，其公稱抗拉強度σb=1000Mpa，屈服強度σs=900Mpa[1]。

根據公式[1]

式中[σ]為連接螺栓許用應力，Mpa，σs為螺栓屈服強度，安全系數ns=1.35；

將相關參數代入式（5）（6）校核，可得需選擇機械性能為10.9級的M14螺栓

2.7 傳動軸中間支撐設計

2.7.1 中間支撐固有頻率計算

根據公式[1]

式中：CR為中間支撐橡膠元件的徑向剛度，為307N/mm；m為中間支撐的懸置質量，取35～40Kg，它等于傳動軸落在中間支撐上一部分質量與中間支撐軸承及其座所受質量之和。

代入相關參數可得：f0=0.4～0.5HZ

中間支撐固有頻率f0對應的臨界轉速n=60 f0，盡可能低于傳動軸的常用轉速范圍，以避免共振，保證隔振效果好。傳動軸常用轉速一般為1000～2000r/min，由萬向節上的附加彎矩(每一轉周期的變化2次)引起的共振轉速為500～ 1000r/min。在f0=0.4～0.5HZ固有頻率下，轉速n均低于以上轉速，符合使用要求

2.8 傳動軸總成不平衡量計算

1）許用不平衡量Uper計算

根據公式[1]： ω

代入可得：Uper=4176.8g.mm=417.68g.cm

每端許用不平衡量=417.68/2=208.84 g.cm

3、性能分析

由于雙聯傳動軸在本車上首次使用，僅僅通過理論計算進行相關總成的校核還不夠；還需對比分析多節式與雙聯傳動軸的約束模態，當其固有頻率與多節式相當或較好時，才可應用。

3.1 當量夾角計算

當量夾角計算式[1]：

式中θn為主動軸與從動軸所確定的平面內，主動軸與從動軸的夾角；正負號確定方法為，當第一萬向節的主動叉位于各軸所在的平面時，在其余的萬向節中，如果其主動叉平面與該平面重合定為正，與該平面垂直則為負。

表3 當量夾角計算表

從表3可看出，兩者的當量夾角均滿足θe≤3°[2]，雙聯傳動軸的當量夾角小，其較兩節式傳動軸布置更合理

3.2 模態計算

加油車行駛過程中受到多種外部激勵的作用，包括路面激勵、發動機激勵等。各種激勵的功率譜密度范圍不同。為了保證傳動軸在運行狀態下的可靠性，避免共振現象的發生，對其進行模態分析有重要作用。多節式傳動軸技術成熟且應用廣泛，分析對比其與雙聯傳動軸的模態，對雙聯傳動軸的實際應用具有一定的借鑒意義。

3.2.1 類比方法

在同款加油車上分別采用多節式和雙聯傳動軸，其物理參數完全相同，模態計算中的前處理及約束和載荷亦完全相同。

圖4 雙聯傳動軸裝配圖

圖5 多節傳動軸裝配圖

3.2.2 軟件使用

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3.2.3 網格劃分

圖6 雙聯傳動軸網格模型

圖7 多節傳動軸網格模型

表4 網格質量控制參數

3.2.4 約束及連接

圖8 雙聯傳動軸約束狀態模型

圖9 多節傳動軸約束狀態模型

1）約束：模擬真實的安裝狀態將法蘭盤安裝孔及中間支撐支架安裝孔固定。

2）連接：對于中間支撐橡膠塊進行等效簡化，已知橡膠塊剛度為307N/mm，將其簡化為三根彈簧，左、右、下各一根，左右彈簧剛度為614N/mm，為串聯，下彈簧剛度為307N/mm。

3.2.5 模態計算

表5 雙聯傳動軸模態頻率表

表6 多節傳動軸模態頻率表

圖10 雙聯傳動軸振型圖

圖11 多節傳動軸振型圖

3.2.6 結果分析

1）激振源頻率

平坦公路不平度波長為4m，加油車常用車速為36～ 80km/h，其路面激振頻率范圍為2.5～5.5HZ；某款加油車應用的YNF40發動機怠速轉速為750r/m，取其怠速頻率為激振頻率，其怠速頻率為25HZ[1]。

表7 頻率比計算表

通過計算模態頻率遠遠高于激勵頻率（ 發動機、路譜激勵），頻率比符合隔振的評價標準，不存在點火頻率重合的情況，在模態方面一體式傳動軸較分體式傳動軸好，不易產生共振。

4、結論

雙聯傳動軸具有固有頻率高，質量輕，價格與兩節式相當等優點；將其應用于某款加油車，對于節能減排及提高乘坐舒適性有著重要的影響。

[1] 申晉憲,王鐵.載貨汽車總體設計分析.中國標準出版社.2013.

[2] 王霄峰.汽車底盤設計.清華大學出版社.2010.

The application of double shaft in a certain kind of refueling vehicle

Xiang Dongdong, Huang Sen, Wang Pei, Tian Chunrong, Huan Langlang
( Holding group co., LTD. Shaanxi steam technology center, Shaanxi Xi 'an 710200 )

Commercial vehicle usually adopt cross shaft universal joint drive shaft telescopic structure, its role is to different powertrain output gear power and rotary motion to drive axle of the main reducer. This article mainly USES the analogy of mature design method on the structure of the transmission shaft double shaft in a certain kind of refueling vehicle applications.

analogy; Double; Transmission shaft; design

U463.22

A

1671-7988 (2017)10-65-05

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.10.023

項冬東，就職于陜西汽車控股集團有限責任公司技術中心。