一種傳動軸夾角動態校核方法

孫江平，劉守銀，左印波，陳正江，蔡欣

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230601）

一種傳動軸夾角動態校核方法

孫江平，劉守銀，左印波，陳正江，蔡欣

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230601）

將傳動軸夾角的空間向量校核與板簧運動軌跡相結合，引入輪胎中心隨板簧弧高變化的關系，形成傳動軸夾角隨板簧弧高變化的關系。針對某微型貨車傳動軸夾角進行校核，體現整車運動全過程中傳動軸夾角變化趨勢，對不滿足設計要求部分進行優化。經分析校核，后橋仰角調整后傳動軸夾角得到大幅度優化，有效提升傳動軸壽命、提升整車傳動系工作的平穩性、降低噪聲。

傳動軸夾角；板簧運動軌跡；空間向量；后橋仰角

CLC NO.:U463.216+.2 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)13-94-04

引言

傳統傳動軸夾角校核過程中，多采用二維圖或三維圖僅對空載、滿載、超載狀態下傳動軸夾角進行校核，判斷是否符合設計要求。這種靜態校核對后懸架運動過程中的傳動軸夾角變化趨勢沒有整體把握，不能完整判斷傳動軸夾角布置合理性。

本文以商用車產品為例，用空間向量校核代替二維或三維圖校核，并引入后懸架運動軌跡方法，將后懸架運動軌跡與空間向量校核方法結合在一起，形成傳動軸夾角動態校核方法，最終輸出車輛行駛過程中傳動軸各夾角隨后懸架板簧弧高變化的全過程動態曲線，通過曲線可以直觀表現出傳動軸設計合理性。

1 傳動軸夾角校核中的空間向量理論

1.1 夾角關系

圖1

線段AB為變速箱輸出軸線，線段BC為傳動軸中心線，線段CD為后橋輸入軸線，則有AB與BC的夾角為?1，BC與CD的夾角為?2，幾何關系圖如圖1所示。

其中：

A(x1,y1,z1)—為發動機坐標；

B(x2,y2,z2)—為變速箱輸出端十字軸中心坐標；

C(x3,y3,z3)—為后橋輸入端十字軸中心坐標；

D(x4,y4,z4)—為后橋輸入軸軸心點；

1. 2 夾角的數理求解

以a·b為例，

1.3 滑鍵在傳動軸上的傳動軸夾角的求解

圖2

其中：

β1—發動機傾角；

β2—后橋輸入軸與車架上平面的夾角；

O（x5,y5,z5）—后橋輸入軸所在的平行于XZ平面的面與后輪中心連線的交點；

由于滑鍵位于傳動軸上，BC長度在整車運動中處于動態變化中，A、B點由動力總成布置坐標決定，O點隨著后懸架運動，C、D點隨之變動，長度由后橋總成確定。

將上述幾何關系圖轉化出如下幾何方程：

再利用式（2）～（8），可列出傳動軸夾角?1、?2以及當量夾角?與空間運動的各點關系。

上式中O（x5,y5,z5）為變量，而O點坐標位于后輪中心線上，可以通過板簧運動軌跡求得，由此引入后懸架運動軌跡校核理論。

2 后懸架運動軌跡校核理論

2.1 加緊中心螺栓狀態下鋼板彈簧弧長、弦長和弧高之間的關系

圖3

圖中：e—卷耳半徑；Co—板簧弧高；L1—前段板簧弦長；L2—后段板簧弦長；

R1—前段板簧曲率；R2—后段板簧曲率；S1—前段板簧弧長；S2—后段板簧弧長；

2.2 加緊U型螺栓狀態下鋼板彈簧弧長、弦長和弧高之間的關系

圖4

圖中：u—U型螺栓跨距；

2.3 后板簧運動軌跡坐標系

為便于計算，后懸架運動軌跡坐標系為以后懸架前卷耳中心為坐標原點，X軸正方向、Z軸正方向與整車坐標系保持一致，得出相對坐標系下的后輪中心坐標后再轉換成整車絕對坐標系下的坐標。

圖5

其中：

M、N為后板簧固定支架中心孔之間的水平距離和垂直距離；

r為后板簧吊耳板孔中心長度；

T為后板簧厚度；

t為后橋板簧安裝面與后橋中心之間的距離；

O（X5，Z5）為后橋中心軸線(后輪中心線)相對坐標值，轉換成絕對坐標值即前述O（x5,y5,z5）點坐標所在軸線，隨板簧弧高Co而變化，計算出其坐標值代入式10即得出傳動軸夾角、當量夾角隨板簧弧高變化的運動關系。

3 實例應用

3.1 某微卡車型相關參數見表1

3.2 傳動軸夾角校核原則

A、空載時傳動軸夾角小于7°，當量夾角小于3°；

B、滿載后(含滿載)傳動軸夾角與當量夾角均小于3°。

表1 車型相關參數

3.3 現有傳動軸當量夾角計算結果

圖8 傳動軸夾角校核（現有）

從圖中可以看出傳動軸當量夾角在空載時大于3°，在板簧弧高降低到19mm時傳動軸當量夾角達到最低0.27°，之后隨板簧弧高的減小逐漸增大，在極限狀態下達到2.57°。

表2 現有傳動軸夾角校核結果

傳動軸當量夾角在空載時大于3°，不滿足設計要求，需要優化。

3.4 優化過程及結果

傳動軸夾角優化可通過調整發動機定位點、發動機仰角、板簧厚度、后懸架安裝硬點、后橋參數等實現，經綜合評估對后橋仰角進行調整對整車變動最小，具體為將后橋仰角由7°調整為5°。調整后的校核結果如下：

圖9 傳動軸夾角校核（優化后）

從圖中可以看出傳動軸當量夾角自始至終未超過3°，在板簧弧高降低到-13mm時傳動軸當量夾角達到最低0.14°，之后隨板簧弧高的減小逐漸增大，在極限狀態下達到0.8°。

表3 優化后傳動軸夾角校核結果

優化后傳動軸當量夾角在整車行駛過程中始終未超過2 °，最小時達到0.14°，且傳動軸與變速器軸線夾角?1和傳動軸與后橋軸線夾角?2完全符合設計要求，優化后效果非常好。

4 結束語

通過將傳動軸空間向量理論與板簧運動軌跡校核結合起來，得到一種傳動軸夾角動態校核方法。

不同于常規點狀、靜態、需繪圖的傳動軸校核，該方法對整車運動過程中傳動軸夾角變化進行全過程動態監控；

按該套理論整車模型一旦建立，操作簡便，校核結果形象、直觀；

該方法可擴展至多根傳動軸校核，適用于匹配傳動軸的所有商用車產品，適用性廣；

按照該方法優化傳動軸夾角，可有效提升傳動軸使用壽命、降低整車運行異響噪聲，提高傳動系運行平穩性，實用性強。

[1] 左印波.淺析空間向量在傳動軸夾角計算中的應用[J].汽車實用技術,2017(4)：102—105.

[2] 王杰.某輕型商用車傳動軸布置探討[J].汽車實用技術,2014(1)：75—77.

[3] 王望予.汽車設計[M].北京：機械工業出版社,2009.

A Dynamic Checking Method of The Drive Shaft Angle

Sun Jiangping, Liu Shouyin, Zuo Yinbo, Chen Zhengjiang, Cai Xin
( Anhui Jianghuai Automobile group Co., Ltd. Anhui Hefei 230601 )

By combining the space vector of the drive shaft angle and the motion trail of the leaf spring, introducing the relationship of changes between the tire center and the camber of the leaf spring,form the relationship between the drive shaft angle and the camber of the leaf spring. By checking the drive shaft angle of a mini truck,show the changed trend of the drive shaft angle in the whole process, and optimize the part which does not meet the design requirements. Through the analysis and checking, after the adjustment of the elevation of the rear axle, the drive shaft angle is optimized by a big margin, that will improve the life of the drive shaft, ensure the stability of the drive system and reduce the noise efficiently.

the drive shaft angle; motion trail of the leaf spring; space vector; the elevation of the rear axle

U463.216+.2

A

1671-7988 (2017)13-94-04

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.13.031

孫江平，就職于安徽江淮汽車集團股份有限公司。