汽車等速萬向節傳動軸總成結構主參數的優化設計

石寶樞，蔡星原，張榮校，張方貴，毛陽鑫，張獻剛

(1.浙江順加汽車配件有限公司，浙江溫州 325409；2.洛陽科通重工機械有限公司，河南洛陽 471003)

0 引言

等速萬向節傳動軸總成是汽車前(后)橋傳動系統中至關重要的、核心的安全部件。由于現代汽車能源結構的多元化，特別是外部環境惡劣、路況復雜，再加上原汽車等速萬向節傳動軸的設計時，基本上是仿制以往的國外樣品，結構不合理 ，而且技術落后，滿足不了傳動軸總成乃至整車可靠性等要求，經常出現可靠性差、不耐沖擊、先期損壞等質量問題。所以必須用最優化原理和數值計算等方法，對影響等速萬向節傳動軸性能的一系列結構主參數進行優化設計。

1 整車對傳動軸總成的新要求

整車對等速萬向節傳動軸總成有如下的新要求：

(1)由于路況復雜、外部環境惡劣，要求傳動軸總成必須有更高的可靠性。

(2)要求傳動軸總成有更高的承載能力和耐久性，即長壽命。

(3)為使整車具有良好的舒適性，傳動軸總成應具有良好的平穩性、減小振動和噪聲，特別是新能源汽車，由于啟動力矩大，要求傳動軸總成具有更好的耐沖擊性。

(4)由于整車布置的需要，整車留給等速萬向節傳動軸總成的空間非常有限，為此，要求傳動軸總成盡可能小型化。

(5)由于整車節能減排的要求，傳動軸總成應盡可能輕量化。

(6)要求等速萬向節傳動軸總成具有傳遞轉矩精確、靈敏，擺角大、伸縮量大等專業技術要求。

(7)對傳動軸總成要有良好的外觀質量和耐腐蝕等要求。

2 傳動軸總成的主要結構型式

汽車用等速萬向節傳動軸總成的典型結構是：固定型等速萬向節+傳動軸+伸縮型等速萬向節。而固定型等速萬向節一般均采用球籠式等速萬向節(BJ型)，伸縮型等速萬向節主要有三球銷式等速萬向節 (TJ型)、雙偏置式等速萬向節(DOJ型)、交叉槽式等速萬向節(LJ型)等結構型式。圖1是BJ型與TJ型的組合；圖2是BJ型與DOJ型的組合；圖3是BJ型與LJ型的組合。

圖1 BJ型與TJ型的組合式傳動軸總成

圖2 BJ型與DOJ型的組合式傳動軸總成

圖3 BJ型與LJ型的組合式傳動軸總成

3 傳動軸總成的優化設計

3.1 優化設計原理

傳統設計過程就是人工試湊和定性分析比較的過程，并不是根據某種理論精確計算出來的，實踐證明，傳統設計的方案，大部分都有改進、提升的余地，并不是最佳的設計方案。而作為一項設計，不僅要求方案可行、合理，而且應該是某項指標達到最優的理想方案，并從大量可行設計方案中尋找一種最優化方案。從而實現以理論設計代替經驗設計，以精確計算代替近似計算，以優化設計代替一般的安全壽命的可行性設計。

3.2 優化設計步驟

(1)列出設計變量

文中列出等速萬向節傳動軸總成中最重要的一系列幾何結構參數為設計變量。

(2)給出約束條件

設計空間是所有設計方案的集合，但這些設計方案有些是工程上所不能接受的，所以一個可行設計必須滿足某些設計限制條件，即約束條件。如汽車等速萬向節傳動軸必須滿足整車給定的空間、規格及外形結構和尺寸；必須滿足各種等速萬向節幾何結構的原理要求；必須滿足各種等速萬向節專業性能要求；必須滿足各種等速萬向節可靠性質量要求；必須滿足各種等速萬向節工藝性能要求；各種等速萬向節傳動軸總成零部件幾何尺寸取值和精度必須滿足標準化的要求；必須滿足經濟性的要求。

(3)建立目標函數

等速萬向節傳動軸所有結構參數及匹配可使產品可靠性實現最佳。可以表示成設計變量的一個可計算函數。

(4)抽象成數學模型

在明確設計變量的約束條件、目標函數之后，優化設計問題可以表示成一般數學形式。

(5)求解

在建立目標函數和數學模型后即對各參數的數學模型進行求解，即求極值(最大及最小)。

3.3 傳動軸總成優化設計

3.3.1 球籠式等速萬向節

球籠式等速萬向節各主要參數的數學關系式，文獻[1-3]均已列出。文中給出最常用的極限轉角為47°時的一系列主參數的具體關系式。

如果鐘形殼最大外徑Dz已知，則球籠式等速萬向節各主要參數的具體計算式分別為：

(1)鋼球直徑為：

Dw=0.2Dz

(1)

式中：Dz為鐘形殼最大外徑,mm;

Dw為鋼球直徑，mm。

(2)傳動軸公稱直徑為：

d=1.5Dw

(2)

式中：d為傳動軸的公稱直徑，mm。

(3)球組節圓直徑為：

DQj=3.5Dw

(3)

式中：DQj為球籠式等速萬向節球組節圓直徑，mm。

(4)鐘形殼球面中心至外端面的距離為：

L1=Dw

(4)

式中：L1為鐘形殼溝道中心至外端面的距離，mm。

即球面中心位于溝道寬度中心處。

(5)鐘形殼溝道軸向長度為：

L=2Dw

(5)

式中：L為鐘形殼溝道軸向長度，mm。

(6)鐘形殼和星型套溝道至其球面中心距離(偏心距)為：

eQ=0.25Dw

(6)

式中：eQ為鐘形殼和星型套溝道與其球面中心的距離，mm。

(7)鐘形殼溝道底部直徑為：

Dkg=4.5Dw

(7)

式中：Dkg為鐘形殼溝道底部直徑，mm。

(8)星型套溝道底部直徑為：

Dxg=2.5Dw

(8)

式中：Dxg為星型套溝道底部直徑，mm。

(9)星型套寬度為：

BQx=d

(9)

式中：BQx為星型套寬度，mm。

(10)星型套溝道中心與寬度中心的距離為：

(10)

式中：h為星型套溝道中心與寬度中心的距離，mm;

αmax為球籠等速萬向節最大擺角，(°)。

(11)當最大轉角αmax=47°時：

h=0.04Dw

(11)

3.3.2 雙偏置式等速萬向節

雙偏置式等速萬向節各結構主參數分別為：

(1)鋼球直徑為：

Dw=0.22Dt

(12)

式中：Dw為鋼球直徑，mm;

Dt為筒形殼最大外徑，mm。

(2)球組節圓直徑為：

Dsj=3.25Dw

(13)

式中：Dsj為球組節圓直徑，mm。

(3)星型套寬度為：

Bsx=1.3Dw

(14)

式中：Bsx為星型套寬度，mm。

(4)偏心保持架內、外球面中心至寬度中心的距離均為：

(15)

式中：Es為偏心保持架內、外球面中心，mm;

θ為偏心角,一般θ=14°～15°。

(5)偏心保持架內球面軸向長度為：

Bj=Bsx

(16)

式中：Bj為偏心保持架內球面軸向長度，mm。

(6)偏心保持架總寬度為：

Bs=Bsx+2Es

(17)

式中：Bs為偏心保持架總寬度，mm。

(7)偏心保持架內球面直徑為：

(18)

式中：Di為偏心保持架內球面直徑，mm。

(8)偏心保持架外球面直徑為：

(19)

式中：De為偏心保持架外球面直徑，mm。

3.3.3 交叉槽式等速萬向節

交叉槽式等速萬向節結構主參數分別為

(1)鋼球直徑為：

Dw=0.18Dc

(20)

式中：Dw為鋼球直徑，mm;

Dc為外圈寬度，mm。

(2)外圈寬度為：

Bc=2Dw

(21)

(3)六交叉槽與軸線的夾角優化設計為12°～14°。

3.3.4 三球銷式等速萬向節

三球銷式等速萬向節的主要結構參數分別為

(1)球環的外球面直徑為：

dQ=0.45Dk

(22)

式中：dQ為球環外球面直徑，mm。

(2)球環寬度為：

(23)

式中：BQ為球環寬度，mm。

(3)滾針組節圓直徑為：

Dpw=0.6dQ

(24)

式中：Dpw為滾針組節圓直徑，mm。

(4)滾針直徑可根據三柱槽殼和球環直徑的大小取標準值，可按表1選取。

表1 滾針直徑的選取 mm

(5)每列滾針數

每列滾針數可按下式初步確定

(25)

式中：Z為每列滾針數。

(6)滾針間平均間隙和總間隙

每兩相鄰滾針間的平均間隙為：

(26)

式中：f為每兩相鄰滾針間的平均間隙，mm。

總間隙為：

(27)

式中：εc為滾針總間隙，mm。

滾針間平均間隙f和總間隙εc應按表2設計計算。

表2 滾針間平均間隙和總間隙 mm

4 優化設計后的效果

按上述原理和方法設計了100余款各種汽車等速萬向節傳動軸總成，為驗證是否達到整車的性能要求，先后進行了扭轉疲勞和周期循環壽命等臺架試驗。并與同類型、同規格的產品進行對比，通過對大量的試驗數據和結果的統計分析，得出：同結構、同系列、同規格的汽車等速萬向節傳動軸總成，優化設計較非優化設計，其承載能力可提升35%～40%。

等速萬向節傳動軸的使用壽命是承載能力的函數，并且是呈非線性的立方關系。顯然，函數(使用壽命)的改變量約等于自變量(承載能力)改變量的3倍。即，若等速萬向節傳動軸的承載能力提升40%會使其壽命提升120%,或者說經優化設計后的汽車等速萬向節傳動軸總成的使用壽命是非優化設計的2.2倍。

多年的使用效果，亦和上述的結論吻合。例如：在重慶以山路、坡路為主的道路環境中，幾年前非優化的出租車用等速萬向節傳動軸總成，經常發生各種各樣的質量問題，可靠性差、使用壽命較短。各傳動軸的經銷商只能向客戶保用5萬km。經過優化設計后，質量問題大幅度降低，甚至長時間使用后，仍無質量問題。顯然，可靠性、使用壽命大幅度提升，很多出租車行駛超30萬km，仍未見異常。這一使用效果，更加證明了優化設計的汽車等速萬向節傳動軸可靠性、實用性等優勢凸顯。

5 結束語

優化設計的汽車等速萬向節傳動軸是對該領域技術理論、產品設計方法的原創性創新和顛覆性的突破。可以改變汽車傳動軸產品的結構和技術格局，打破國外在該領域核心技術的壟斷地位，推動汽車傳動軸產品的更新換代和產業發展。