十字轴式万向节传动轴振动的影响因素

2014-07-01尚国生

机械工程师 2014年5期

关键词：万向节动平衡传动轴

尚国生

（许昌远东传动轴股份有限公司，河南许昌461111）

十字轴式万向节传动轴振动的影响因素

尚国生

（许昌远东传动轴股份有限公司，河南许昌461111）

十字轴式万向节传动轴振动的影响因素主要有：动平衡剩余不平衡量值过大；变速箱输出法兰和后桥输入法兰止口径向跳动量值过大；传动轴布置角度过大；传动轴临界转速不满足设计要求；传动轴固有频率与由于不平衡或者附加弯矩引起激力的频率重合，因此在设计和制造中要重点控制以上5种因素。

机械学；传动轴；振动；影响因素

0 引言

在汽车的使用过程中经常会发生传动轴振动的故障，轻则影响汽车的舒适性，重则传动轴十字轴轴承烧蚀、支承轴承烧蚀、支承橡胶疲劳撕裂、支承壳振裂，更有甚者损坏与传动轴相连的变速箱和后桥零部件。影响传动轴振动的因素主要有：动平衡剩余不平衡量值过大、变速箱输出法兰和后桥输入法兰止口径向跳动量值过大、传动轴布置角度过大、特别是传动轴的临界转速不满足设计要求，或者传动轴的固有频率与由于不平衡或者是附加弯矩引起激力的频率相同时，将会发生共振使传动轴破坏。本文逐一讨论引起传动轴振动的原因。

1 传动轴剩余不平衡量值过大引起振动

通常在传动轴的设计中都规定了传动轴的剩余不平衡量值，文献［1］中规定传动轴的平衡品质等级为G40，由于我国汽车行业的发展以及道路质量的提高，对车辆的速度要求越来越高，因此传动轴企业目前采用了G16平衡品质等级。

根据传动轴平衡品质等级、传动轴质量、传动轴最高转速，可由下式算出传动轴许用不平衡量［1］

式中：G为平衡精度，mm/s；ω为角速度，ω=2πn/60，rad/s；Uper为许用不平衡量，g·mm；M为传动轴质量，kg。

每端许用不平衡量为Uper/2。控制传动轴剩余不平衡量值，是控制传动轴振动的主要途径之一。

影响传动轴动平衡的主要因素：

1）传动轴的径向跳动量过大。

传动轴径向跳动量是零件形位误差：同轴度、对称度、位置度以及焊接变形的综合反映。这些形位误差过大，将改变传动轴的质量分布，动平衡时产生不平衡量值。行业标准规定传动轴焊接合件长度小于1 m的，径向跳动量小于0.7 mm，大于1 m的，径向跳动量小于0.8 mm。

2）花键配合间隙和十字轴滚针轴承端面与径向间隙过大。

花键配合间隙和十字轴滚针轴承端面间隙与径向间隙过大会造成传动轴动平衡剩余不平衡量值的游动，使动平衡时很难找到不平衡量值补偿点，在动平衡要求较严时无法达到规定的剩余不平衡量值，动平衡无法进行下去。花键配合间隙和十字轴滚针轴承端面、径向间隙是由设计形成的，如果设计不合理或者制造过程中超差就可能产生以上现象。

3）叉形零件毛坯对称尺寸超差。

传动轴的叉形零件突缘叉、万向节叉、轴叉的叉部是不加工的毛坯面，如果毛坯面的对称尺寸超差过多，会造成零件质量分布不均匀，影响传动轴动平衡。

2 变速箱输出法兰和后桥输入法兰止口径向跳动超差引起振动

变速箱输出法兰止口和后桥输入法兰止口径向跳动超差，即使是传动轴动平衡合格，还是会引起振动。因为传动轴装在2个轴线跳动不合格的连接盘上，动平衡被破坏了，引起了传动轴的新的不平衡，将产生振动。

3 传动轴布置角度过大引起振动

3.1 由于布置角度过大造成不等速性引起传动轴产生振动

十字轴式万向节传动轴是非等速传动轴，只有在以下两种情况下，传动轴输入轴线和输出轴线的角速度才是相等的。

1）传动轴各轴线的布置交角等于零。

2）传动轴各轴线的布置交角不等于零但满足如下三个条件的：（1）传动轴的所有轴线在同一平面内；（2）传动轴输入轴线与传动轴的交角等于输出轴线与传动轴的交角；（3）两端万向节叉相位相同。

图1 传动轴Z型布置

图2 传动轴W型布置

图3 单个万向节传动示意图

传动轴的布置型式如图1、图2所示。即传动轴的三根轴线在同一平面内，若β1＝β2，则输入轴的角速度ω1等于输出轴的角速度ω2。然而在汽车的传动轴布置当中，要使β1＝β2很难做到，即使静止时β1＝β2，在行驶当中也很难保证两角相等。然而不等速性又会怎样影响传动轴的振动呢，从单个万向节的运动规律（如图3）可以看出，两轴线有夹角β时的运动关系式为［2］：

式中：α1为主动轴Ⅰ瞬时转角；α2为从动轴Ⅱ瞬时转角；β为传动轴Ⅰ和传动轴Ⅱ的交角。

图4中虚线l1是同步线，l2是不同步线。式（2）就是输入轴Ⅰ和输出轴Ⅱ转角随两轴夹角的变化关系，由图4可知，当主动轴转角从0～90°时，从动轴转角是超前的，即α2＞α1。并且转角差在45°为最大值，随后差值减小。即在此区间从动轴转速先加快后减慢，当主动轴转过90°时从动轴也转过90°，α1从90°到180°，从动轴转角相对主动轴是滞后的，即α2＜α1，并且两角差值在135°时达到最大值。随后差值减小。即在此区间从动轴转速先减慢后加快。当主动轴转速转过180°时从动轴转速也转过180°。后半转情况与前半转相同。因此主动轴以等角速转动时，从动轴时快时慢，此即普通十字轴万向节传动轴的不等速性。为了消除单万向节传动的不等速性，传动轴设计采用了双万向节传动（如图1、图2所示）。虽然输出轴的角速度和输入轴的角速度是相等的，但传动轴的中间轴仍是不等速的，这种万向节传动轴的转角差会造成动力总成支承和悬挂弹性元件的振动载荷，特别是传动轴中间支承弹性元件的振动载荷，会引起它们的振动，缩短弹性体的疲劳寿命。此外还能引起齿轮的冲击和噪音。

单万向节两轴的最大转角差△φmax与两轴线的夹角β的关系为△φmax＝β2/4，△φmax和β的单位为rad。

单万向节传动轴如图3，在两轴线有夹角的情况下是不等速的，在汽车中很少单独采用。

双万向节传动轴如图1是汽车常用的布置型式，图2是工程机械常用的布置型式。两端万向节轴线之间的夹角差β1-β2应小于1°～1.5°。

多万向节传动轴也是汽车最常用的一种布置型式，在汽车动力传动中，由于轴距很大采用双万向节传动时，传动轴很长，临界转速不满足，常常将传动轴分为两节和多节，采用中间支承，如图5～图7所示。

图4 主动轴转角和从动轴转角关系图

图5 三万向节传动轴布置型式

图6 四万向节传动轴布置型式

图7 四万向节传动轴布置型式

多万向节传动输出轴和输入轴的运动关系，犹如具有夹角βe而主动叉具有初相位的单万向节传动一样。此夹角βe称为当量夹角。

假如多万向节传动的各轴轴线均在同一平面，且各传动轴两端万向节叉平面之间的夹角为零或90°，当量夹角为［3］

式中，β1、β2、β3等为各万向节的夹角。式中正负号的确定方法：当第一万向节的主动叉位于各轴线所在的平面内，在其余的万向节中，如果其主动叉平面与此平面重合定为正，与平面垂直则为负。为使多万向节传动的输出轴与输入轴等速旋转，必须使当量夹角βe=0。实际布置中βe=0很难实现，但多万向节传动的当量夹角应小于3°，应对多万向节传动输出轴的角加速度加以限制。对于乘用车应小于350 rad/s2；对于货车ω应小于600 rad/s2。

3.2 由于布置角度过大造成附加弯矩引起传动轴振动

由于轴间交角β的存在，在传递扭矩时，输入轴和输出轴还承受由万向节十字轴轴径传至万向节叉的一个周期性的附加弯矩的作用，此力矩在传动轴两端支承处造成径向反作用力，在传动轴中间轴作用附加弯矩。

1）主动叉作用的转矩T1、从动叉的转矩T2的计算公式为［2］