中型载货车传动轴系布置优化分析

韩明磊，李媛华，陈鑫海，范春利



中型载货车传动轴系布置优化分析

韩明磊1，李媛华2，陈鑫海1，范春利1

（1.中国第一汽车股份有限公司技术中心，吉林 长春 130011；2.长春汽车工业高等专科学校，吉林 长春 130011）

结合中型载货车整车布置需求，对三万向节、两根传动轴串联布置的传动轴系进行运动学和附加弯矩分析，提出了三种不同的传动轴系布置型式。根据实车仿真结果，对中型载货车传动轴系的布置提出了建议。该分析结果可用于指导传动轴系的布置设计。

传动轴；布置型式；十字轴式万向节

前言

十字轴式万向节主要由主动叉、从动叉、十字轴、滚针轴承等零件组成，具有结构紧凑、传动效率高、传递扭矩大、维修保养方便等优点，在汽车上的应用比较广泛。对于短轴距汽车，常采用两个万向节、单根传动轴布置，对于长轴距汽车，通常采用三个或四个万向节、两根或三根传动轴进行串联布置。

对于在整车上布置的串联轴系来说，如何选择合理的布置型式，降低传动轴系的振动和噪声，是非常重要的问题。本文通过对三万向节、两根传动轴进行运动学分析和附加弯矩分析，建立了传动轴系的数学模型，结合解放中型载货车匹配的三万向节、两根传动轴的串联轴系，提出三种不同的布置型式并对其进行运动仿真分析，为中型载货车系列车型传动轴系的合理布置提供依据。

1 传动轴系运动学分析

十字轴式万向节不是等速万向节，当主动轴和从动轴之间有夹角时，不能等速传动而有转角差，使主、从动轴的角速度周期性的不等。

图1 三万向节、两根传动轴模型简图

对于三万向节、两根传动轴布置，设变速器输出轴、中间传动轴、后桥传动轴的轴线位于同一平面内，中间传动轴两端的万向节叉互成90°，后桥传动轴两端的万向节叉布置在同一平面内，如图1所示，设变速器输出轴的转角为φ1，中间传动轴转角为φ2，后桥传动轴转角为φ3，后桥输入轴转角为φ4，根据两轴转动之间的球面三角关系式，利用余弦定理可以推出各个万向节夹角与转角的关系式为：

整理后可得各个轴的转角：

2 十字轴式万向节附加弯矩分析

具有夹角α的十字轴式万向节，由于其主、从动叉上的扭矩M1、M2作用在不同平面上，因此二者的扭矩无法平衡。根据力矩平衡原则，主动叉对十字轴的作用力矩除主动扭矩M1外，在一定转角下还有附加弯矩MZ；从动叉对十字轴的作用力矩除其反扭矩M2外，在一定的转角下也产生附加弯矩MZ。正是这些附加弯矩的存在，补偿了M1或M2，使得它们的力矩作用平面与十字轴轴线所在平面共面，才使十字轴万向节得以平衡。

图2 十字轴万向节的相互作用力

（a）φ1=0°、180° （b）φ1=90°、270°

图2(a)中，主动叉位于轴1和轴2形成的平面内且逆时针方向旋转，轴1的旋转角φ1从该位置开始测量。主动叉的输入转矩M1和从动叉的输出转矩M2各自承载十字轴上的力P1和P2，并产生力偶P1h和P2h。由于从动叉2只能在R平面内传递转矩，根据力矩平衡原则，此时产生一个附加力Z与叉2上的力P2共同形成十字轴上的力偶Rh。如图2(a)所示位置，有：

如图2(b)所示，当轴1的旋转角φ1=90°时，从动叉位于轴1和轴2形成的平面内。输入转矩M1在十字轴上产生两个相反的作用力P1。反作用转矩M2在十字轴上产生两个相反的作用力P2，它没有附加力。此时附加力只存在于主动叉的平面内并与力P1一起形成力偶Rh。即：

根据以上分析可知，十字轴万向节中的附加力偶MZ1和MZ2进行周期性的波动，可能引起中间支承振动，降低总成的疲劳寿命，因此在传动轴系布置时必须减小或消除该附加弯矩对中间支承的影响。

3 中型载货车传动轴系运动仿真分析

目前解放中型载货车系列产品的整车匹配中，总布置遵循变速器输出轴轴线与驱动桥输入轴轴线平行的原则，且该轴线与整车轴线有一定的夹角，一般为3°～5°，见图3(a)。以解放中型载货车J6L[12A]为例，根据后桥的极限夹角和相对位置可以衍生出另外两种布置型式：变速器输出轴轴线与后桥传动轴轴线平行，见图3(b)；中间传动轴轴线与后桥输入轴轴线平行，见图3(c)，其中布置二和布置三的后桥传动轴成Z型，布置一的后桥传动轴成W型。

图3 J6L[12A]传动轴系整车布置型式对比

3.1 传动轴系的运动学仿真分析

根据以上计算，假定变速器输出轴转速为1000r/min，输出扭矩为1000Nm，对三种布置型式的各个十字轴万向节及传动轴的运行情况进行仿真分析。三种布置型式各轴的转速、角加速度及扭矩波动见图4～图12。

图4 布置一各轴转速

图5 布置二各轴转速

图6 布置三各轴转速

图7 布置一各轴角加速度

图8 布置二各轴角加速度

图9 布置三各轴角加速度

图10 布置一各轴输出扭矩

图11 布置二各轴输出扭矩

图12 布置三各轴输出扭矩

通过分析各布置型式下传动轴系的运动仿真情况，可以看出：

（1）由于万向节夹角较小，三种布置均能实现近似等速传动，转速、角加速度和扭矩幅值波动都在合理范围之内，但布置二和布置三的波动幅值比布置一小，传递扭矩更平稳；

（2）变速箱输出轴(轴1)转速与扭矩恒定，其余各轴的转速、角加速度和扭矩均以π为周期波动，且角加速度的相位滞后转速相位π/4，转矩的相位滞后角加速度相位π/4；

（3）布置二和布置三第一万向节夹角较小，中间支承布置角度减小，使用寿命高；

（4）布置三中中间传动轴(轴2)和后桥传动轴(轴4)的转速、角加速度和扭矩波动幅值最小，对中间支承和后桥主动锥齿轮支承轴承的影响最小。

3.2 附加弯矩引起的中间支承受力分析

前面提到，由于各十字轴万向节具有一定的夹角，在传动轴旋转的过程中会周期性的产生附加弯矩，该附加弯矩会作用在传动轴中间支承上，因此有必要分析该附加弯矩对中间支承的影响。为了方便计算，简化传动轴系两侧的支承型式为A和C，校核中间支承轴承受力B。

图13 布置一传动轴系受力图

(1)侧视图φ1=0° (2)俯视图φ1=0° (3)俯视图φ1=90°

图14 布置二和布置三传动轴系受力图

(1)侧视图φ1=0° (2)俯视图φ1=0° (3)俯视图φ1=90°

3.2.1布置一中间支承受力分析

如图13所示，当φ1=0°时，后桥传动轴两万向节的附加力偶Mz2和Mz3作为弯矩作用在传动轴的中间部分，并在两侧的万向节产生两个相反的作用力Q2和Q3，因此中间支承轴承力包括两部分：一是附加弯矩Mz1引起的径向力，一是后桥传动轴两十字轴所受力Q2和Q3引起的径向力，即：

当φ1=90°时，附加力矩Mz1和Mz3分别由支承系A和支承系B承担，中间支承轴承力是附加弯矩Mz2引起的，即：

3.2.2布置二和布置三中间支承受力分析

如图14所示，当φ1=0°时，后桥传动轴两万向节的附加力偶Mz2'和Mz3'作为弯矩作用在传动轴的中间部分，并在两侧的万向节产生两个相反的作用力Q2'和Q3'，因此中间支承轴承力包括两部分：一是附加弯矩MZ1'引起的径向力，一是后桥传动轴两十字轴所受力Q2'和Q3'引起的径向力，即：

当φ1=90°时，附加力矩Mz1'和Mz3'分别由支承系A和支承系B承担，中间支承轴承力是附加弯矩Mz2'引起的，即：

根据以上分析，不同布置型式的中间支承由附加弯矩引起的径向力的变化见图15。

图15 不同布置型式下中间支承径向力变化示意图

受力分析表明，由万向节附加弯矩引起的中间支承径向力的变化对布置型式较敏感。布置一后桥传动轴成W型布置，两侧万向节的附加弯矩无法抵消，会引起中间支承受力幅值较大，且该幅值会随着第二万向节夹角的变大而增大；布置二和布置三后桥传动轴成Z型布置，由于两侧万向节的附加弯矩相互抵消，可以有效减小中间支承径向力波动幅值，且布置三后桥传动轴两侧的万向节夹角相同，两万向节的附加弯矩完全抵消，中间支承受力最小。

综上，通过对中型载货车传动轴系进行运动学仿真分析和中间支承受力分析，可以发现布置三优于布置一和布置二。通过对比三种布置型式的特点可以看出，后桥传动轴采用Z型布置且使两侧万向节夹角相等可以使传动轴系的转速、角加速度和扭矩波动幅值降低，并可以降低附加弯矩对中间支承的影响。

4 结论

通过对三万向节、两根传动轴进行运动学分析和附加弯矩分析，对比分析了中型载货车所用传动轴系的三种常见布置型式，对于该种传动轴系在整车上的布置型式提出以下几点建议：

（1）采用动力总成夹角相等（变速器输出轴线与驱动桥输入轴线平行）的布置型式适用于单根传动轴布置，可以实现等速传动，消除附加弯矩，但对两根传动轴布置并不适用。

（2）对于两根传动轴布置，后桥传动轴应尽量采用Z型布置，并使后桥传动轴两端轴线平行，以减小或消除附加弯矩，减小中间支承受力波动。

（3）应尽量减小动力总成输出端（变速器输出轴线）与中间传动轴的夹角，以减小传动轴系当量夹角和中间支承的安装角度，提高中间支承使用寿命。

[1] 王望予.汽车设计[M],北京,机械工业出版社,2004.

[2] (德)切梅兹等著伍德荣等译.万向节和传动轴[M],北京,北京理工大学出版社,1997.

Optimization Analysis of Drive Shaft Layout of Medium Truck

Han Minglei1, Li Yuanhua2, Chen Xinhai1, Fan Chunli1

( 1.China First Automobile Co., Ltd.. Technology Center, Jilin Changchun 130011; 2.Changchun Automobile Industry College, Jilin Changchun 130011 )

The kinematics and additional bending moments of the three universal joint and two drive shaft driveline are analyzed, and three different types of driveline arrangement are put forward in combination with the requirements of the medium truck. Based on the actual vehicle simulation results, suggestions are made for the arrangement of the driveline of medium truck. The analysis results can be used to guide the layout design of driveline.

drive shaft; arrangement type; cordan universal joint

B

1671-7988(2018)16-30-04

U463.2

B

1671-7988(2018)16-30-04

CLC NO.: U463.2

韩明磊（1985-），男，山东泰安人，硕士，就职于中国第一汽车股份有限公司技术中心。主要从事汽车传动系统设计工作。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2018.16.011