一种驱动轴长度与整车的匹配设计方法

齐晓旭 郭健 徐旭初 徐定良

（上海汽车集团股份有限公司技术中心）

一种驱动轴长度与整车的匹配设计方法

齐晓旭 郭健 徐旭初 徐定良

（上海汽车集团股份有限公司技术中心）

根据目前驱动轴设计中存在的在车辆极限工况下其实际需要长度无法准确测量的问题，提出一种驱动轴长度与整车匹配设计方法，即根据整车悬架硬点参数建立前悬架和驱动轴的运动模型，得出驱动轴移动节所有工况构成的摆角-位移V形曲线，由此判断驱动轴长度能否与整车相匹配。通过整车试验验证可知，试验结果与该方法的设计结果一致。

驱动轴在主减速器和车轮轮毂之间联接并传递扭矩，轮毂端一般使用固定节，即轴向不可滑移，主减速器端一般使用移动节，即在摆动过程中还可以轴向滑移，用来补偿由于联接件运动而引起的驱动轴长度变化。在车辆正常运行的各种工况下，驱动轴移动节既不能被拉脱，也不能出现碰撞干涉情况，才可以满足整车性能。

但目前的测试手段无法测量出在车辆极限工况下实际需要的驱动轴长度，导致驱动轴长度偏长或偏短，使车辆无法正常运行或发生事故。

1 常用移动节摆角-位移边界曲线

常用的移动节有三球销式、交叉槽式和双偏置式3种。三球销式移动节结构特征如图1所示[1]，球环的外球面在三柱槽壳沟道内自动调心，且在三球销架的三球销轴上均可微量移动，使3个球环在3个沟道内既滚动又滑动，以实现三球销式移动节在主、从动轴同时有一定角位移和轴向位移的复杂工况下，仍能可靠传递运动和扭矩，其摆角-位移边界曲线如图2所示。基于图1的高端三球销式移动节，其球环在三球销架上可沿X、Y、Z这3个方向转动，从而使主、从动轴可以在更大的角位移和轴向位移下工作，其摆角-位移边界曲线具有更大的范围，如图3所示。

三球销式移动节3个滚道及三球销架在圆周方向互成120°对称，其移动节摆角为传动轴轴线c与三柱槽壳中心线b的空间夹角，如图4中α，α＞0，位移为三球销架中心偏离滚道中心平面a的距离，如图4中L；当三球销架被向外拉伸时L＜0，当三球销架被向内推压时L＞0，当三球销架位于滚道中心平面时L=0。其他类型移动节摆角和位移的定义与此相同。

交叉槽式移动节结构特征如图5所示，共6个滚道均匀分布，每两个滚道成16°夹角，钢球为传力元件，在滚道内运动，并实现主、从动轴在一定的角位移和轴向位移下可靠工作，该移动节摆角-位移边界曲线如图6所示。

双偏置式移动节结构特征如图7所示[2]，筒形壳在内圆柱面上周向等分的开有6个与轴线平行且截面形状为关于钢球中心对称的双偏心圆弧内滚道。此结构可确保主、从动轴同时有一定角位移和轴向位移的复杂工况下，仍能可靠传递运动和扭矩，该移动节摆角-位移边界曲线如图8所示。

2 运动模型的建立

以某车型前悬架（麦弗逊悬架）为例建立运动学模型，其车轮上跳极限为90 mm，下跳极限为70 mm，齿轮齿条式转向系统，总行程为147 mm。运动学模型中包括减振器、减振器限位橡胶块、轮毂、转向节、下摆臂、横向稳定杆、转向器横拉杆、驱动轴移动节、左驱动半轴总成或右驱动半轴总成等，其中右驱动半轴总成不带中间支撑。根据悬架各部件的硬点坐标以及悬架、转向系统等参数建立右驱动半轴运动模型如图9所示，在整车坐标系中，左、右车轮悬架硬点对称，因此只需建立右驱动半轴总成运动模型。

3 驱动轴长度与整车的匹配设计

整车前悬架和驱动轴运动学模型建立后，得出随车辆悬架实际运行过程中驱动轴移动节在每个工况下的相对位移和摆角，再与该驱动轴移动节摆角-位移边界曲线进行比较，可以确定与整车相匹配的驱动轴长度。

首先根据前舱布置初步确定一个驱动轴长度，根据所选用的驱动轴移动节规格和类型确定对应的摆角-位移边界曲线，如图10所示，负值表示移动节被拉伸，正值表示移动节被压缩。按照已经建好的运动学模型得出移动节在各个工况下的摆角-位移V形曲线如图11所示，其中中间位置曲线对应动力总成没有左右摆动的情况，左右两侧位置曲线对应动力总成左右摆动位移到极限的情况，并且V形曲线中左、右两个最高点分别对应车轮上、下运动到极限的工况。从图中可以看出，某些数据点已经超出移动节的左侧边界曲线，即三球销节被拉伸到移动节滚道以外，说明在该工况下移动节有脱落风险，必须增加驱动轴长度。

调整运动模型，增加驱动轴长度后重新计算得出的移动节摆角-位移V形曲线如图12所示。从图12中可以看出，某些数据点已经超出右侧边界曲线，即三球销节被推到移动节滚道以外，实际上三球销节不可能被推出去，而是被移动节滚道底部阻止，但在该工况下移动节有碰撞干涉风险，即三球销节撞击移动节滚道底部，出现异响影响驾驶品质，因此必须缩短驱动轴长度。

基于以上两点，再调整驱动轴长度重新计算得出驱动轴摆角-位移V形曲线如图13所示，可知所有数据全部在摆角-位移边界曲线以内，并且距离边界曲线还有一定的安全余量，表明此时的驱动轴长度为最佳尺寸，可以与整车相匹配。

4 计算实例

以图9所建立的麦弗逊悬架驱动半轴运动模型为例，该右驱动半轴的铰接点如图14所示，根据驱动半轴与差速器的相对布置位置，初选驱动半轴与差速器中心线的交点（即由三球销架、挡圈、卡簧、滚针和球环组成的移动三球销节在整车设计状态下的坐标位置）与固定节中心点之间的连线为驱动半轴轴杆长度，该交点只能在差速器中心线上滑移，即移动三球销节在移动节滚道内滑动，根据该三球销式移动节位移摆角边界曲线（图2），以滚道中心为坐标原点，在摆角为0°的情况下，三球销节滑移行程为±25 mm。

当车辆行驶时，轮毂、转向节等随车轮上下跳动，带动驱动半轴固定节一起运动，通过固定节中心铰接点带动驱动轴轴杆运动，引起三球销节在差速器中心线上的相对位移以及轴杆与差速器中心线摆角的变化。

通过运动模型控制器确定车轮上跳极限位移为+90 mm，转向分别为0、73.5 mm、-73.5 mm时三球销节位移和摆角分别为（0.468 mm，5.267°）、（0.601 mm，5.261°）、（0.66 mm，5.266°），对应的运动模型如图15所示。

同样，车轮下跳极限-70 mm，转向位移分别为0、73.5 mm、-73.5 mm时三球销节位移和摆角分别为（-1.448 mm，8.018°）、（-2.192 mm，8.055°）、（-2.322 mm，7.952°），对应的运动模型如图16所示。

当车轮跳动为0，转向分别为0、73.5 mm、-73.5 mm时三球销节位移和摆角分别为（-4.894 mm，2.421°）、（-5.248 mm，2.473°）、（-5.342 mm，2.348°），对应的运动模型如图17所示。

以上3种极限工况下移动三球销节对应的摆角和位移如图18所示。

已知该车动力总成左右摆动最大位移均为10 mm，则三球销节在滚道内相对位移有较大变化，移动节摆角基本不变，动力总成左右最大偏移和无偏移时的摆角和位移如图19所示。

The Matching Design Method of Drive Shaft Length to Vehicle

Qi Xiaoxu,Guo Jian,Xu Xuchu,Xu Dingliang
（SAIC MOTOR Technical Center）

In the extreme operating conditions,the demanded length of the currently designed drive shaft can’t be measured correctly.To solve this problem,a matching design method of drive shaft length to vehicle is proposed in this paper,that is,construct kinematic model of the front suspension and drive shaft according to suspension hard-point parameters,to derive the V-shaped oscillating angle-displacement curve constructed with all the conditions of the drive shaft,therefore to determine whether the drive shaft length is matched with vehicle.It is concluded from vehicle test that this test method is consistent with result of this design method.

Drive shaft length,Vehicle,Match design,Suspension parameter,Oscillating angle-displacement curve

驱动轴长度 整车 匹配设计 悬架参数 摆角-位移曲线

U463.33

A

1000-3703（2015）06-0022-04