一種驅動軸長度與整車的匹配設計方法

齊曉旭 郭健 徐旭初 徐定良

（上海汽車集團股份有限公司技術中心）

一種驅動軸長度與整車的匹配設計方法

齊曉旭 郭健 徐旭初 徐定良

（上海汽車集團股份有限公司技術中心）

根據目前驅動軸設計中存在的在車輛極限工況下其實際需要長度無法準確測量的問題，提出一種驅動軸長度與整車匹配設計方法，即根據整車懸架硬點參數建立前懸架和驅動軸的運動模型，得出驅動軸移動節所有工況構成的擺角-位移V形曲線，由此判斷驅動軸長度能否與整車相匹配。通過整車試驗驗證可知，試驗結果與該方法的設計結果一致。

驅動軸在主減速器和車輪輪轂之間聯接并傳遞扭矩，輪轂端一般使用固定節，即軸向不可滑移，主減速器端一般使用移動節，即在擺動過程中還可以軸向滑移，用來補償由于聯接件運動而引起的驅動軸長度變化。在車輛正常運行的各種工況下，驅動軸移動節既不能被拉脫，也不能出現碰撞干涉情況，才可以滿足整車性能。

但目前的測試手段無法測量出在車輛極限工況下實際需要的驅動軸長度，導致驅動軸長度偏長或偏短，使車輛無法正常運行或發生事故。

1 常用移動節擺角-位移邊界曲線

常用的移動節有三球銷式、交叉槽式和雙偏置式3種。三球銷式移動節結構特征如圖1所示[1]，球環的外球面在三柱槽殼溝道內自動調心，且在三球銷架的三球銷軸上均可微量移動，使3個球環在3個溝道內既滾動又滑動，以實現三球銷式移動節在主、從動軸同時有一定角位移和軸向位移的復雜工況下，仍能可靠傳遞運動和扭矩，其擺角-位移邊界曲線如圖2所示?；趫D1的高端三球銷式移動節，其球環在三球銷架上可沿X、Y、Z這3個方向轉動，從而使主、從動軸可以在更大的角位移和軸向位移下工作，其擺角-位移邊界曲線具有更大的范圍，如圖3所示。

三球銷式移動節3個滾道及三球銷架在圓周方向互成120°對稱，其移動節擺角為傳動軸軸線c與三柱槽殼中心線b的空間夾角，如圖4中α，α＞0，位移為三球銷架中心偏離滾道中心平面a的距離，如圖4中L；當三球銷架被向外拉伸時L＜0，當三球銷架被向內推壓時L＞0，當三球銷架位于滾道中心平面時L=0。其他類型移動節擺角和位移的定義與此相同。

交叉槽式移動節結構特征如圖5所示，共6個滾道均勻分布，每兩個滾道成16°夾角，鋼球為傳力元件，在滾道內運動，并實現主、從動軸在一定的角位移和軸向位移下可靠工作，該移動節擺角-位移邊界曲線如圖6所示。

雙偏置式移動節結構特征如圖7所示[2]，筒形殼在內圓柱面上周向等分的開有6個與軸線平行且截面形狀為關于鋼球中心對稱的雙偏心圓弧內滾道。此結構可確保主、從動軸同時有一定角位移和軸向位移的復雜工況下，仍能可靠傳遞運動和扭矩，該移動節擺角-位移邊界曲線如圖8所示。

2 運動模型的建立

以某車型前懸架（麥弗遜懸架）為例建立運動學模型，其車輪上跳極限為90 mm，下跳極限為70 mm，齒輪齒條式轉向系統，總行程為147 mm。運動學模型中包括減振器、減振器限位橡膠塊、輪轂、轉向節、下擺臂、橫向穩定桿、轉向器橫拉桿、驅動軸移動節、左驅動半軸總成或右驅動半軸總成等，其中右驅動半軸總成不帶中間支撐。根據懸架各部件的硬點坐標以及懸架、轉向系統等參數建立右驅動半軸運動模型如圖9所示，在整車坐標系中，左、右車輪懸架硬點對稱，因此只需建立右驅動半軸總成運動模型。

3 驅動軸長度與整車的匹配設計

整車前懸架和驅動軸運動學模型建立后，得出隨車輛懸架實際運行過程中驅動軸移動節在每個工況下的相對位移和擺角，再與該驅動軸移動節擺角-位移邊界曲線進行比較，可以確定與整車相匹配的驅動軸長度。

首先根據前艙布置初步確定一個驅動軸長度，根據所選用的驅動軸移動節規格和類型確定對應的擺角-位移邊界曲線，如圖10所示，負值表示移動節被拉伸，正值表示移動節被壓縮。按照已經建好的運動學模型得出移動節在各個工況下的擺角-位移V形曲線如圖11所示，其中中間位置曲線對應動力總成沒有左右擺動的情況，左右兩側位置曲線對應動力總成左右擺動位移到極限的情況，并且V形曲線中左、右兩個最高點分別對應車輪上、下運動到極限的工況。從圖中可以看出，某些數據點已經超出移動節的左側邊界曲線，即三球銷節被拉伸到移動節滾道以外，說明在該工況下移動節有脫落風險，必須增加驅動軸長度。

調整運動模型，增加驅動軸長度后重新計算得出的移動節擺角-位移V形曲線如圖12所示。從圖12中可以看出，某些數據點已經超出右側邊界曲線，即三球銷節被推到移動節滾道以外，實際上三球銷節不可能被推出去，而是被移動節滾道底部阻止，但在該工況下移動節有碰撞干涉風險，即三球銷節撞擊移動節滾道底部，出現異響影響駕駛品質，因此必須縮短驅動軸長度。

基于以上兩點，再調整驅動軸長度重新計算得出驅動軸擺角-位移V形曲線如圖13所示，可知所有數據全部在擺角-位移邊界曲線以內，并且距離邊界曲線還有一定的安全余量，表明此時的驅動軸長度為最佳尺寸，可以與整車相匹配。

4 計算實例

以圖9所建立的麥弗遜懸架驅動半軸運動模型為例，該右驅動半軸的鉸接點如圖14所示，根據驅動半軸與差速器的相對布置位置，初選驅動半軸與差速器中心線的交點（即由三球銷架、擋圈、卡簧、滾針和球環組成的移動三球銷節在整車設計狀態下的坐標位置）與固定節中心點之間的連線為驅動半軸軸桿長度，該交點只能在差速器中心線上滑移，即移動三球銷節在移動節滾道內滑動，根據該三球銷式移動節位移擺角邊界曲線（圖2），以滾道中心為坐標原點，在擺角為0°的情況下，三球銷節滑移行程為±25 mm。

當車輛行駛時，輪轂、轉向節等隨車輪上下跳動，帶動驅動半軸固定節一起運動，通過固定節中心鉸接點帶動驅動軸軸桿運動，引起三球銷節在差速器中心線上的相對位移以及軸桿與差速器中心線擺角的變化。

通過運動模型控制器確定車輪上跳極限位移為+90 mm，轉向分別為0、73.5 mm、-73.5 mm時三球銷節位移和擺角分別為（0.468 mm，5.267°）、（0.601 mm，5.261°）、（0.66 mm，5.266°），對應的運動模型如圖15所示。

同樣，車輪下跳極限-70 mm，轉向位移分別為0、73.5 mm、-73.5 mm時三球銷節位移和擺角分別為（-1.448 mm，8.018°）、（-2.192 mm，8.055°）、（-2.322 mm，7.952°），對應的運動模型如圖16所示。

當車輪跳動為0，轉向分別為0、73.5 mm、-73.5 mm時三球銷節位移和擺角分別為（-4.894 mm，2.421°）、（-5.248 mm，2.473°）、（-5.342 mm，2.348°），對應的運動模型如圖17所示。

以上3種極限工況下移動三球銷節對應的擺角和位移如圖18所示。

已知該車動力總成左右擺動最大位移均為10 mm，則三球銷節在滾道內相對位移有較大變化，移動節擺角基本不變，動力總成左右最大偏移和無偏移時的擺角和位移如圖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

驅動軸長度 整車 匹配設計 懸架參數 擺角-位移曲線

U463.33

A

1000-3703（2015）06-0022-04