传动轴布置夹角对后驱动桥主减总成冲击的研究

1 前言

前置后驱的商用车，动力从发动机变速箱，经传动轴传递给后驱动桥，因为车辆总布置的需要，传动轴布置在空间上存在一定的夹角，又因制造误差的存在，高速旋转的传动轴会因为动不平衡而产生振动，传动轴的振动激励就会引起相互连接的零部件的疲劳失效，针对后驱动桥主减总成的失效件进行故障再现，结合虚拟仿真分析及相关试验验证，总结出传动轴布置角度对后驱动桥产生的影响。本文以某公司3.5吨小卡为例讲述了分析及试验过程，结合大量的市场售后信息，说明了传动轴角度的变化对后驱动桥产生的影响。

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2 市场故障分析

某公司3.5吨汽油小卡，售后市场反馈多例后驱动桥主减总成异响，通过对异响故障件进行拆解，发现主减总成出现轴向窜动，有的甚至出现主动齿轮轴上的防油挡盘、轴承等件的疲劳磨损。

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故障现象：主齿锁紧螺母①(见图1)的锁紧扭矩降低或无扭矩，主动齿轮轴向存在窜动，窜动间隙0.4-0.5mm。

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计算正向行驶和倒车行驶，发动机最大扭矩工况下，主从动齿轮啮合产生的轴向力，和传动轴附加弯矩做对比，见表4：

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该3.5吨汽油小卡，整车参数如表1：

主动齿轮锁紧螺母扭矩为什么会降低呢？分析有两方面原因，一是理论设计的扭矩小了，不足于抵抗主从动齿轮啮合产生的轴向冲击，另一方面怀疑是传动轴周期转动冲击，造成该螺母出现松动。为了进一步分析传动轴周期冲击对后驱动桥会产生多大的影响，同时查找主减总成失效的真正原因，我们从以下几个方面开展相关验证。

而生成的羟基络合物会吸附在方铅矿表面，使矿物表面的氧化减弱，放电能力减弱，矿浆电位则会升高[7]。在铁介质磨矿时，同时又存在Fe2+、Fe3+水解作用，因而矿浆电位要低于瓷介质磨矿。

3 理论校核计算

3.1 传动轴附加弯矩作用在后驱动桥主减上的力

潜在影响：挡油盘磨损后会导致主齿轴向间隙变大，进而导致主从动齿轮啮合区不对，加重异响，或轴承预紧失效，加速轴承③磨损。

我们以传动轴的单个万向节为例，和万向节连接的输入轴1和输出轴2的转速不同，所以输入轴和输出轴的扭矩也不相等，考虑力的平衡，万向节的十字轴就受到附加弯矩T

的作用力。

T

是周期性变化的,传动轴每旋转一圈变化2次,

=

sin

,

=

tan

,

(4)传动轴花键处有摩擦，并且后桥有位置变化(上下跳动)，此时主动齿轮的轴受力与(3)类似，数值也接近。

以该小卡为例，根据传动轴附加弯矩经验数据(传动轴角度为18°时, 附加弯矩

与传动轴输入转矩

的关系，见图2)，计算空载、满载两种工况下产生的附加弯矩如表2：

上述附加弯矩，最终导致传动轴的弯曲变形，表现为传动轴花键处前后伸缩，此时花键既要承受传动扭矩T

的挤压，又要保证传动轴的前后伸缩就产生了摩擦力，取摩擦系数为0.05，则滑动摩擦力为：

该摩擦力对后驱动桥的影响是前后冲击后桥主减总成上的连接法兰，假设摩擦力全部作用于连接法兰，进而作用在主动齿轮上。

3.2 极限工况下，传动轴前后伸缩产生的力

车辆经过不平路面时，后桥会出现上下跳动，此时传动轴的重力产生的沿主动齿轮轴向的分力为：

3.3 主从动齿轮啮合产生的作用力

失效件：螺母①锁紧扭矩失效伴随挡油盘②(见图1)出现磨损；螺母①扭矩未失效的，挡油盘②有接触痕迹，未磨损。

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综上分析，在不考虑齿轮变形和内部运转摩擦的情况下， 满载工况时(此时传动轴与后桥的角度为2.62°)，因传动轴附加弯矩产生的分力约占主从齿轮啮合产生的轴向力的7.98%(理论校核了两种极限工况)。

通过对2组数据的对比，可看出利用残差GM（1，1） 模型对模拟值进行修正后，预测精度有了一定程度的提高，其平均相对误差为0.021%。利用残差GM（1，1）预测模型对第8次累计沉降量进行预测，得到的预测值为19.29 m，其真实值为19.67 m，相对误差为0.019%，后验差比值C为0.019 6，预测结果与真实值较接近。GM（1，1）和残差GM（1，1）2个模型的预测结果都获得一级预测效果，充分证明了GM（1，1）模型预测的准确性和可靠性，而利用残差修正GM（1，1）模型的预测结果的后验差比值更精确。通过对建筑物预测结果的分析，得出以下2点结论：

4 虚拟仿真分析

4.1 分析说明及输入

绘制传动轴、后桥总成及内部各零部件的精确数模,提供各零部件材料的力学参数；

设置传动轴花键处存在摩擦接触，动摩擦系数分别为0，0.05，0.1进行对比分析；

设置轮心处有正弦连续垂向位移，假设后桥跳动行程为-30mm到30mm，模拟过搓板路不断冲击的状态。冲击速度设置为中速冲击，0.5m/s垂向速度冲击。

设置后桥下跳到下极限位置127mm时，满载驱动。

传动轴中间支撑衬套刚度：上下方向径向刚度为拉伸及压缩平均值274N/mm，左右方向315N/m，此为实际测量值，如图3所示。

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按整车坐标系定义X-Y-Z方向，X为汽车前进方向(等同于后驱动桥主动齿轮轴向)。

4.2 分析工况

将传动轴、后驱动桥等涉及的所有零部件按实际尺寸进行三维建模，通过Adams分析不同工况下后驱动桥主动锥齿轮轴向力的变化，模拟整车上下跳动的极限位置，考虑传动轴角度的变化、齿轮啮合冲击等对主动齿轮轴向力的影响。

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设置倒档工况，输入扭矩760Nm，传动轴输入转速910r/min (仿真输入5460deg/s) 。

设置车速80km/h，输入扭矩210Nm，传动轴输入转速3270r/min(仿真输入19620deg/s)

4.3 仿真分析结论

(1)花键无摩擦时，即传动系统无冲击时，主动齿轮轴向受力平稳，径向受力有波动；从动齿轮轴向力无波动。

(2)后桥位置无不变与后桥连续垂向跳动的结果一致，X方向轴向力几乎无变化。

(3)传动轴花键处加入滑动摩擦系数0.05或0.1时，主动齿轮的轴向受力波动较大，摩擦力增加时X方向的受力波动变大。

附加弯矩可激起与万向节相连接的件的弯曲振动,在万向节轴承上引起周期性变化的径向载荷,从而激起支撑处的振动,这个径向载荷会传递给后桥主动齿轮。

(5)倒车工况：倒档工况下载荷变化比前进工况更剧烈，与传递扭矩载荷变大有关，此时传动轴花键处加入滑动摩擦系数0.05或0.1时，主齿的轴向受力波动比工况(3)还要略大。

进行玻璃吊装施工时，应采取以下保护措施：（1）玻璃吊装时，将专用胎架一同起吊；（2）玻璃吊装至屋面时，需将底部垫平、垫实，玻璃未安装之前不允许将玻璃与胎架的捆绑解开；（3）确保玻璃随装随吊，尽可能地减少高空堆放量。

上述各种工况受力见图4，最终通过对各个工况下受力计算，冲击最大时，传动轴附加弯矩产生的冲击力波动峰值为1025N，而主从动齿轮啮合产生的主齿轴向力为10994N，约为9.32%。

5 台架试验验证

为了排除路面、传动系统等其他振动产生的影响，在齿轮疲劳试验台上模拟传动轴角度的变化，用加速度传感器检测传动轴输入信号(转频)与齿轮啮合信号(齿数比)两者的激励变化，根据上述3.5吨平台车型动力系统匹配，试验参数如表5：

试验结果如下(图5)：

试验结论：

(1)不同工况下，因传动轴角度产生的附加弯矩造成的冲击，小于主从齿啮合的冲击，比值平均约10.6%；

(2)转速恒定时，随着传动轴角度增加，传动轴角度产生的附加弯矩造成的冲击，与齿轮啮合的冲击相比，其冲击强度增大，角度为6°时，平均比值为15%，传动轴角度大于6°后，不容忽视。

(3)传动轴角度恒定时，随着转速的增加，传动轴角度产生的附加弯矩造成的冲击，与齿轮啮合冲击相比，其强度是减小的。

6 结束语

虽然受力数值有差异，但理论分析及台架试验结论基本一致，传动轴的角度产生的附加弯矩，会对与之连接的零部件产生冲击，当角度大于6°时，这个冲击不容忽视。汽油发动机因为转速较高，高转速下，若传动轴角度较大，加之传动轴动不平衡，就容易产生传动系统共振，产生嗡鸣异响，对后驱动桥主减总成的冲击加剧。所以整车匹配时传动轴总成当量夹角小于3°，空间夹角小于5°经证明是合适的。

另外上述3.5吨小卡后驱动桥主减总成轴向窜动，经分析是因主动齿轮锁紧扭矩较小，不足于抵抗齿轮啮合产生的轴向力及轴承预紧力，造成使用过程中轴承游隙变大，主锥内部零部件出现相对运动，进而在挡油盘处出现磨损。考虑到汽油发动机转速高，将主动齿轮锁紧扭矩加大，后经市场实车验证，主减寿命提升了2-3倍，故障率大幅降低。

[1]王霄锋. 汽车底盘设计(第2版). 北京：清华大学出版社，2018.

[2]刘惟信. 汽车车桥设计. 北京：清华大学出版社，2004.

[3][德] Schmelz F, von Graf HC, Seherr-Thoss, Aucktor E 著；伍德荣，肖生发，陶健民译. 万向节和传动轴. 北京：北京理工大学出版社，1997.

[4]王望予. 汽车设计[M]. 4版. 北京：机械工业出版社，2006.