車用傳動軸的優化設計研究

徐江濤

（河南交通技師學院， 河南 駐馬店 463000）

0 引言

作為汽車內部的動力傳輸橋梁，傳動軸系統可以將驅動輪與發動機有效地連接到一起，從而使得動力輸出得到保障，保證汽車的正常行駛?？紤]到傳動軸的作業環境有一定的特殊性，當汽車運行時自身會產生較大的振動[1]。此外，如果車身框架與傳動軸的振動頻率相同或者相近，還會引起共振現象的產生，從而使得車身振動得更加劇烈。因此，對傳動軸進行振動原因的分析，是改善傳動系統乃至整個車身運行穩定的一個重要方式。本文采用理論研究以及試驗分析的手段，來對傳動軸系統進行優化，可以說是非常有必要的。

1 傳動軸系統的結構組成及原理

當車在運行的過程中，汽車傳動系統內部的變速器以及驅動橋之間的夾角和距離是不斷變化的[2]。作為汽車動力傳輸過程中的關鍵組成部分，傳動軸系統可以對這種變化作出調整與適應，是一種重要的萬向傳動裝置。該傳動軸系統主要由前傳動軸、前萬向節、中間支承、中間萬向節、后傳動軸、后萬向節以及花鍵等部件組成。如圖1 所示，為傳動軸系統的結構組成示意圖。

圖1 傳動軸系統的結構組成示意圖

隨著傳動軸系統的運行，前萬向節通過與變速器的輸出端處進行連接，將動力傳輸到前傳動軸處，然后借助中間萬向節的作用，使得動力進一步傳輸到后傳動軸處。最終，通過后萬向節將動力輸送到驅動橋的輸入端口。此外，在工作的過程中，前傳動軸是通過中間支承布置在底盤上固定不動的，而對于后傳動軸來說它的自由度就較高，由于該部分是與花鍵連接到一起的，故可以隨著系統的運行對其長度進行改變。因此，傳動軸在出現振動時，絕大多數情況下都是由中間支承引起的，為了證實這一猜想，需要通過試驗加以驗證。

2 傳動軸振動試驗測試分析

2.1 傳動軸振動試驗臺的布置

本次試驗用到的傳動軸振動試驗臺是由一汽公司提供的，試驗的過程與實際工況十分接近。通過對傳動軸的夾角以及轉速等變量進行控制，可以使試驗結果更加接近真實情況，有較強的說服力。如圖2 所示，為傳動軸振動測試臺的結構示意圖。

圖2 傳動軸振動測試臺的結構示意圖

其中，輸入端為試驗電機，為整個傳動軸提供轉速，變頻器可以通過改變電機的頻率進而實現轉速的調節。前支承架的左側與過載保護細軸相連，右側連接傳動軸；而后支承架的左側連接傳動軸，右側連接加載裝置。此外，還要在中間支承上布置夾具，從而固定前傳動軸上的中間支承。

2.2 試驗測試過程

在對試驗臺布置完畢后，開始進行振動測試。將轉速傳感器安裝到電動機的輸出端，從而實現對電機轉速的實時監測。而試驗臺上的支承架上存在光滑平面，可以將振動傳感器布置在該平面上從而監測傳動軸的振動頻率。由于本實驗探究的是中間支承對傳動軸振動的影響，為此在進行試驗前，要采用試驗機對傳動軸系統的中間支承剛度進行測量。同時，為了使試驗更加嚴謹，選擇了兩款不同剛度大小的中間支承來進行試驗對比分析。其中，1 號中間支承為原裝，測得的剛度為1 822 N/mm；2 號中間支承為對照組，測得的剛度為1 206 N/mm。將電動機的轉速規定在0～2 400 r/min 內，并采集中間支承分別在Y 方向與Z 方向的振動數據（X 方向振動幅度不明顯，故不作研究）。如圖3 所示，為試驗的振動曲線結果示意圖。

圖3 試驗的振動曲線

從圖3 中可以發現，1 號曲線表示本次試驗原裝的中間支承，2 號曲線為對照組，二者之間的剛度相差了616 N/mm。通過試驗結果對比可以清晰地發現，在電機轉速為0～1 600 r/min 時，2 號中間支承在Z方向上的振動幅度較大，且整體高出1 號中間支承許多；當電機轉速在1 600～2 400 r/min 時，兩個方向的振動速度變化趨勢一致，未出現較大的起伏，但2 號中間支承依然大于1 號中間支承的振動幅度。由此可以得出結論，2 號傳動軸在工作時的振動幅度要比1號傳動軸來得更加明顯，而二者的唯一變量就是中間支承的剛度不同，所以將傳動軸系統的中間支承剛度進行更改，可以明顯地改變傳動軸的振動情況，這同時也證實了之前的猜想。因此，可以從這一點出發，來對車用傳動軸進行設計優化。

3 傳動軸振動的優化設計

3.1 中間支承剛度的計算

對于汽車的傳動系統來說，中間支承實際上是一個關鍵性的減震結構，有一定的隔振功能，其內部具有的橡膠圈是一種很好的減震材料[3]。經由隔振理論可以發現，對于支承部件隔振效果的強弱，實際上是由振動傳遞效率η 來確定的，也就是說η 值越小，則通過該隔振部件傳遞的力就越小，即試驗支承部件的隔振效果越好。而對于支承部件的振動傳遞效率η 而言，最大影響因素就是支承部件自身的剛度K。剛度可以通過下列算式計算獲得：

式中：M 為參與振動質量，kg；ω 為傳動軸的角速度，rad/s；λ2取2。

本文分析車型的前傳動軸質量為51.36 kg，后傳動軸的質量為73.84 kg，因此中間支承結構的參與振動質量M 為總傳動軸質量的1/2，即M=62.6 kg。由于傳動軸的最大轉速為2 400 r/min，因此換算成角速度ω=251.33 rad/s。進而就得到了傳動軸剛度的理論計算值，即K=1 977.12 N/mm。

3.2 中間支承剛度的優化設計

本文借助MATLAB 優化軟件對中間支承剛度進行優化。首先要對剛度參數變量進行設置，將傳動軸的 轉 速 依 次 設 定 為800 r/min、1 200 r/min、1 600 r/min、2 000 r/min、2 400 r/min，并對相應的時間驅動函數進行定義。設定前傳動軸與后傳動軸之間的夾角為5°，當轉速在800～2 400 r/min 之間變化時，改變傳動軸系統中間支承的剛度，并采集Y、Z 兩個方向上的振幅。最終完成了對剛度參數變量的設置，即變量為傳動軸中間支承剛度，變化區間為250～3 000 N/mm、變化間隔為250 N/mm，然后對轉速為800 r/min、1 200 r/min、1 600 r/min、2 000 r/min、2 400 r/min下的中間支承振動位移信號進行記錄，如圖4 所示，為測得的中間支承部分在Y 方向及Z 方向上的振幅隨剛度的變化曲線。

圖4 振幅隨剛度的變化曲線

從圖4 中可以看出，傳動軸的中間支承處在Y與Z 方向上的振動差別很小，可以忽略不計，造成這一現象的根本原因是傳動軸自身具有一定的重力，對于中間支承處的Y 和Z 方向的受力不同。并且，當中間支承結構的剛度達到800 N/mm、1 500 N/mm、2 000 N/mm 時，與之對應的轉速在1 200 r/min、1 600 r/min、2 000 r/min 時這兩個方向上的振幅出現的波動較為明顯，所以在對最優剛度進行選擇時應首先避開這些區域。當剛度在1 800～2 000 N/mm 之間時，無論哪種條件下的轉速，其相應的振幅都比較平緩，基本穩定。最后取穩定區剛度的中間值，即理想剛度K=1 900 N/mm，這與之前計算的剛度理論值十分接近，故滿足此次優化設計的要求。

4 結語

為了改善汽車傳動軸系統的振動問題，使汽車在運行的過程中更加舒適，本文展開了車用傳動軸的優化設計研究。在分析了傳動軸系統的結構組成以及工作原理后，采用理論計算以及試驗測試相結合的手段，對傳動軸的中間支承剛度進行了設計優化，并最終確定其最佳剛度為1 900 N/mm。此次研究通過對中間支承剛度進行優化，進而也改善了汽車傳動軸系統的振動問題，為將來從事該方向的專家及學者提供了一定的理論基礎。