项冬东，黄森，王佩，田春荣，郇浪浪

（陕西汽车控股集团有限责任公司技术中心，陕西 西安 710200）

双联传动轴在某款加油车上的应用

项冬东，黄森，王佩，田春荣，郇浪浪

（陕西汽车控股集团有限责任公司技术中心，陕西 西安 710200）

商用车传动轴通常采用十字轴万向节伸缩结构，其作用是将动力总成输出不同档位的动力和旋转运动传送到驱动桥主减速器。文章主要采用类比成熟传动轴结构的设计方法进行双联传动轴在某款加油车上的应用。

类比；双联；传动轴；设计

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

前言

商用车传动轴通常采用十字轴万向节伸缩结构，其作用是将动力总成输出不同档位的动力和旋转运动传送到驱动桥主减速器。为了调整因路面不平、车轮上下跳动等因素引起的传递距离和角度的变化，传动轴总成不可能在同一直线运行，输出轴与输入轴之间以变化的瞬时角速度比旋转运动传递动力。

商用车由于轴距大，一般采用两节或者多节传动轴来传递动力。双联传动轴较其自身质量轻且整体动平衡好，有利于整车的节能减排以及降低传动系统共振现象。将双联传动轴应用于开发的某款加油车，有利于改善车辆传动系统的NVH性能及燃油经济性。

1、双联传动轴构造

对于安装双联传动轴的中轻卡而言，其结构较两节式的取消了中间传动轴及后桥传动轴前端的凸缘，为了满足后悬架的跳动，与后桥连接的传动轴是可伸缩的，其余是不可伸缩的传动轴。不可伸缩传动轴的一端与变速器的输出法兰连接，为了弥补整体刚度的不足，通过中间支承及吊架安装在车架横梁下面，吊架形式各异，根据具体布置进行设计。中间支撑的橡胶轴承，起到缓冲汽车运动时传动轴受到的附加力及力矩，由此减少振动及降低噪音。双联传动轴主要结构见图1。

图1 双联传动轴结构示意图

2、双联传动轴设计

2.1 设计流程

图2

2.2 某款加油车相关参数

表1 整车相关参数

2.3 确定传动轴计算扭矩

（1）由发动机输出扭矩决定的主传动轴传递的最大扭矩Tse，根据公式[1]

式中Temax为发动机最大输出扭矩，Nm；igr为变速器最大速比（包括倒档速比）；Kd为动载系数，取1；η为变速器效率；

将表一相关参数代入公式可得：Tse=2925Nm；

（2）由驱动轮打滑决定的主传动轴传递的扭矩Tss，根据公式[1]

式中G为满载状态下驱动桥上的静负荷，N；m'为汽车最大加速度时驱动桥负荷转移系数，取1.2；φ为轮胎与路面间附着系数，对于安装一般轮胎的公路用汽车，在良好水泥或沥青路面上，取0.85；rr为轮胎滚动半径，m；i0为驱动桥速比；ηm为主减效率。

将表一相关参数代入公式可得：Tss=6492.8Nm

计算扭矩Ts取Tse和Tss当中的最小值，Ts=2925Nm 。

2.4 根据总布置图初步确定传动轴长度

根据总布置要求及传动轴吊架横梁位置确定整车满载状态下传动轴长度为2082mm。

图3

2.5 确定传动轴参数

根据传动轴计算扭矩并查阅相关标准，确定了中间传动轴和后桥传动轴的参数，见表二。

表2 传动轴参数

2.6 传动轴校核

2.6.1 传动轴轴管强度计算

1）轴管剪切应力计算

根据剪切应力τc计算式[1]

式中[τc]为许用应力，轴管材料选用440QZ，取220Mpa；Kj为安全系数，取2；d为轴管内径，mm；D为轴管外径，mm。

将相关参数代入公式可得：τc=204.8Mpa<220Mpa，其结果满足要求。

3.6.2 传动轴极限长度确定

根据极限长度计算式[1]：

式中nmax为传动轴最高转速，r/min，ne max为发动机最高转速，r/min，ig为变速箱最小速比将相关参数代入公式（1）（2）可得：L≤1749.2mm，验算中间传动轴、后桥传动轴长度均符合要求

2.6.3 临界转速校核

根据临界转速计算式[1]

将相关参数代入公式可得nk1=11541.8r/min，nk2=19491.9 r/min

要求nmax≤0.7 nk，将相关参数代入可得：

其均满足设计要求

2.6.4 传动轴滑动花键强度计算

4.4.1 花键轴扭转强度

根据计算式[1]：

式中D为花键轴底径，mm；[τ]为许用剪切应力，花键轴材料为45#，许用剪切应力取146Mpa，将参数代入计算得：D=45.5mm，其花键轴底径应不小于45.5mm

2.6.5 连接螺栓强度计算

1）紧固螺栓预紧力计算

根据计算式[1]

式中：T为万向节叉传递的扭矩，Nm；n为螺栓组螺栓数量，取4；fs为预紧结合面摩擦系数，取0.13；F为单个螺栓预紧力，N；r为中心轴线至螺栓孔中心的半径，取120mm；Kf为考虑载荷情况及摩擦有时不稳定的可靠性系数，取1.3；

将相关参数代入可得：F=60938.5N

2）预紧力强度计算

根据公式[1]：

式中dc为连接螺栓内径，13.43mm；将相关参数代入可得：

3）剪切强度计算

根据公式[1]：

式中d0为螺栓直径，Fs为螺栓工作剪力，N

将参数代入式（3）（4）可得：τ=39.6Mpa

4）紧固螺栓强度级别确定

根据GB/T 3098.1—2000，螺栓材料40Cr时机械性能为8.8级螺栓时，其公称抗拉强度σb=800Mpa，屈服强度σs=640Mpa。机械性能为10.9级螺栓时，其公称抗拉强度σb=1000Mpa，屈服强度σs=900Mpa[1]。

根据公式[1]

式中[σ]为连接螺栓许用应力，Mpa，σs为螺栓屈服强度，安全系数ns=1.35；

将相关参数代入式（5）（6）校核，可得需选择机械性能为10.9级的M14螺栓

2.7 传动轴中间支撑设计

2.7.1 中间支撑固有频率计算

根据公式[1]

式中：CR为中间支撑橡胶元件的径向刚度，为307N/mm；m为中间支撑的悬置质量，取35～40Kg，它等于传动轴落在中间支撑上一部分质量与中间支撑轴承及其座所受质量之和。

代入相关参数可得：f0=0.4～0.5HZ

中间支撑固有频率f0对应的临界转速n=60 f0，尽可能低于传动轴的常用转速范围，以避免共振，保证隔振效果好。传动轴常用转速一般为1000～2000r/min，由万向节上的附加弯矩(每一转周期的变化2次)引起的共振转速为500～ 1000r/min。在f0=0.4～0.5HZ固有频率下，转速n均低于以上转速，符合使用要求

2.8 传动轴总成不平衡量计算

1）许用不平衡量Uper计算

根据公式[1]： ω

代入可得：Uper=4176.8g.mm=417.68g.cm

每端许用不平衡量=417.68/2=208.84 g.cm

3、性能分析

由于双联传动轴在本车上首次使用，仅仅通过理论计算进行相关总成的校核还不够；还需对比分析多节式与双联传动轴的约束模态，当其固有频率与多节式相当或较好时，才可应用。

3.1 当量夹角计算

当量夹角计算式[1]：

式中θn为主动轴与从动轴所确定的平面内，主动轴与从动轴的夹角；正负号确定方法为，当第一万向节的主动叉位于各轴所在的平面时，在其余的万向节中，如果其主动叉平面与该平面重合定为正，与该平面垂直则为负。

表3 当量夹角计算表

从表3可看出，两者的当量夹角均满足θe≤3°[2]，双联传动轴的当量夹角小，其较两节式传动轴布置更合理

3.2 模态计算

加油车行驶过程中受到多种外部激励的作用，包括路面激励、发动机激励等。各种激励的功率谱密度范围不同。为了保证传动轴在运行状态下的可靠性，避免共振现象的发生，对其进行模态分析有重要作用。多节式传动轴技术成熟且应用广泛，分析对比其与双联传动轴的模态，对双联传动轴的实际应用具有一定的借鉴意义。

3.2.1 类比方法

在同款加油车上分别采用多节式和双联传动轴，其物理参数完全相同，模态计算中的前处理及约束和载荷亦完全相同。

图4 双联传动轴装配图

图5 多节传动轴装配图

3.2.2 软件使用

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3.2.3 网格划分

图6 双联传动轴网格模型

图7 多节传动轴网格模型

表4 网格质量控制参数

3.2.4 约束及连接

图8 双联传动轴约束状态模型

图9 多节传动轴约束状态模型

1）约束：模拟真实的安装状态将法兰盘安装孔及中间支撑支架安装孔固定。

2）连接：对于中间支撑橡胶块进行等效简化，已知橡胶块刚度为307N/mm，将其简化为三根弹簧，左、右、下各一根，左右弹簧刚度为614N/mm，为串联，下弹簧刚度为307N/mm。

3.2.5 模态计算

表5 双联传动轴模态频率表

表6 多节传动轴模态频率表

图10 双联传动轴振型图

图11 多节传动轴振型图

3.2.6 结果分析

1）激振源频率

平坦公路不平度波长为4m，加油车常用车速为36～ 80km/h，其路面激振频率范围为2.5～5.5HZ；某款加油车应用的YNF40发动机怠速转速为750r/m，取其怠速频率为激振频率，其怠速频率为25HZ[1]。

表7 频率比计算表

通过计算模态频率远远高于激励频率（ 发动机、路谱激励），频率比符合隔振的评价标准，不存在点火频率重合的情况，在模态方面一体式传动轴较分体式传动轴好，不易产生共振。

4、结论

双联传动轴具有固有频率高，质量轻，价格与两节式相当等优点；将其应用于某款加油车，对于节能减排及提高乘坐舒适性有着重要的影响。

[1] 申晋宪,王铁.载货汽车总体设计分析.中国标准出版社.2013.

[2] 王霄峰.汽车底盘设计.清华大学出版社.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

项冬东，就职于陕西汽车控股集团有限责任公司技术中心。