武理工高等机构学教学案例08传动轴中间支撑性能优化设计案例

传动轴中间支撑性能优化设计案例报告人:8/22/20262026/8/22目录1分析简介2中间支承结构受力分析3传动轴总成的振动测试4传动轴支承刚度的优化设计8/22/20262026/8/22分析简介8/22/202612026/8/221.1研究目的8/22/2026自二十一世纪以来，人们对于汽车整体性能提出了更高的要求，振动、噪声、舒适性和可靠性是人们关注的重点。发动机的转速波动性、路面振动激励及自身的制造装配误差使得传动轴产生扭振与弯振，进而使主减速器的输入轴端的转速出现突变冲击，加剧了主被齿轮的啮合振动，降低了乘坐舒适性。另外传动轴中间支撑的隔振效果亦影响舒适性。特别是在大型重载货车上，它们的轴距相对较长，一般釆用主传动轴、中间传动轴和后桥传动轴三轴传动。因为使用了多个万向节和多根轴管组成的传动轴，其发动机转速的波动以及悬架因路面激励产生的上下跳动等因素都会导致传动轴振动加剧，所以为了提高整体舒适性，一般在中间传动轴上安装中间支撑装置，其主要是由支架、橡胶支承和轴承构成，将其固定安装在车架上。2026/8/228/22/2026一款研究车型的传动轴总成的结构如图1-1所示。研究的传动轴中间支撑部分如图第4小部分所示1.2传动轴总成及中间支撑整体结构1-滑动叉，2、6、8-十字轴总成，3-中间花键轴，4-中间支架总成，5-连接叉，7-后轴管，9-法兰叉

图1-1传动轴总成2026/8/228/22/20261.3主要分析流程2026/8/228/22/20261.4分析的主要性能分析的主要性能将传动系统中的传动轴与主减速器齿轮作为一整体，通过建立微车传动系统扭振数学模型，研究传动轴与后桥相关参数的性能匹配。通过动力学分析，研究转速、中间支承刚度及阻尼对传动轴总成振动的影响规律。对微型汽车传动轴总成中间支承的刚度阻尼进行优化设计，并提出合理的刚度阻尼取值范围。2026/8/22中间支承结构受力分析8/22/202622026/8/228/22/20262.1传动轴中间支承结构及作用本文研究前置后驱型的微车，其变速器输出轴到后桥主减输入轴间距为2.5m，轴间距离长，为了降低传动轴的动不平衡量、增大临界转速和防止共振现象发生，将传动轴分成几段。在一些其他情况下，为了降低传动轴的弯曲刚度和扭转刚度进而改善其弯扭振动特性，降低振动和噪声，需要将比较长的传动轴进行分段安装。因此，为了减小轴间夹角与降低振动噪声，必须在分段的传动轴上安装中间支撑。其结构如图2-1:2-1中间支撑结构图2026/8/228/22/20262.1传动轴中间支承结构及作用它实际是一个由支承座和橡胶圈安装在车架上的一个滚珠轴承，其作用是支承传动轴的轴端，传动轴在滚珠轴承的内圈里运转传递动力，而外圈上的橡胶圈，可以缓冲补偿因车身变形和汽车底盘抖动而引起的传动轴的位置变化的影响，起到隔离减振作用。中间支承分为橡胶弹性式和摆臂式中间支承两大类。本车所研的是橡胶弹性中间支承，其中的橡胶垫可以吸收轴的振动降低噪声。这种中间支承只能承受轴由于轴管的偏心、装配偏差和动不平衡量产生的径向力而无法传递轴向力。传动轴在快速运转过程中，当传动轴的旋转频率与中间支承橡胶垫的固有频率接近时，发生共振。因而在设计传动轴中间支承的时候，要选定合理的刚度和阻尼值，使其固有频率值错开传动轴常用转速频率值，避免传动系统产生共振。2026/8/228/22/20262.2传动轴中间支承处力偶分析

2026/8/228/22/20262.2传动轴中间支承处力偶分析

2026/8/228/22/20262.3传动轴中间支承处受力分析本文简化次要因素，只考虑分析传动轴扭振，图2-3模型分析简图将传动轴的中间支承简化成单自由度的弹簧阻尼系统，以中间支承在垂直方向上的运动位移作为主变量来建立动力学微分方程：

2026/8/228/22/20262.3传动轴中间支承处受力分析在分析中间支撑刚度对传动轴振动影响的时候，可以先不考虑阻尼的影响。由微分方程的解的特点可得：求一阶、二阶导可得：

将式（2-4）、（2-5）代入（2-3）中，得：根据弹簧受力变形特点，中间支承处受力的大为：2026/8/228/22/20262.3传动轴中间支承处受力分析从上述计算结果可以看出影响传动轴中间支撑处受力大小的主要因素主要是

，其取决于变速器输出转矩、后桥主减对传动轴的反力转矩以及传动系统的固有频率。本文只分析通过改变传动系统的固有频率的方式来改善传动轴中间支撑处的受力状态。然而对于系统的质量矩阵M，其值一般是固定不变的，只能通过改变传动轴中间支撑刚度K的值来改变传动系统的固有频率，从而减小中间支撑处的受力，降低传动轴的垂直振动幅值，使其对后桥主减的冲击载荷变小，因此可以通过改变中间支撑处的刚度值K来减小传动轴对后桥主减速器振动噪声的影响。2026/8/22传动轴总成的振动测试8/22/202632026/8/228/22/2026振动测试系统又称shocktest，主界面如图3-1,。是由武汉理工大学机电工程学院推出的振动测试软件，是对微型汽车振动测试、故障分析的有效工具。主要用于时域分析、频域分析，即通过幅值与时间、幅值与频率、幅值与转速的关系，测试汽车某位置处的振动幅值。3.1振动测试系统简介3.1.1振动测试系统的功能图3-1shocktest主界面

2026/8/228/22/2026ShockTest由软件和硬件两部分组成，软件是整个振动测试系统的核心，硬件则是整个振动测试系统硬骨架。软件系统是在window系统下采用VisualC++作为开发平台进行编程的，具有可靠性高、操作方便、界面人性化等优点。该软件主要由信号采集模块、信号储存模块、系统设置模块、管理模块和信号分析模块等五大模块组成。硬件主要由是由计算机、传感器、数据采集器、调理仪、电源和数据线等组成，如图3-2,所示：3.1振动测试系统简介3.1.2振动测试系统的构成图3-2shocktest的硬件系统

2026/8/228/22/2026针对本文研究的内容分别对研究车型和对比车型的传动系进行振动测试，以及对研究车型的中间支架进行更换测试，研究中间支架刚度阻尼对振动的影响。选择与研究车型参数一致的对比车型做车辆传动系统的振动测试，并与研究车型做对比分析。在测试过程中，采用整车测试的方法，即将整车从后轮处用支撑架支撑起，使后轮离地如图3-3。然后将传感器贴于传动轴中间支架处进行数据采集如图3-4。测试时驾驶员将汽车发动机转速控制在2000r/min.传感器布置的方向为垂直方向和左右方向如图3-4。汽车的前后方向对整车振动、乘坐舒适性影响小，故不进行测试。3.2振动测试方法2026/8/228/22/20263.2振动测试方法图3-3汽车支架研究车型对比车型图3-4传感器布置2026/8/228/22/2026该研究车型的传动轴总成的结构如图3-5所示。传动轴总成的振动信号包含多种频率成分，主要由以下几种：3.3动轴总成的主要频率计算1-滑动叉，2、6、8-十字轴总成，3-中间花键轴，4-中间支架总成，5-连接叉，7-后轴管，9-法兰叉

图3-5传动轴总成2026/8/228/22/2026中间支架内滚动轴承的频率滚动轴承工作时，其外圈与中间支架固定联接，内圈与中间花键轴相联接，并随轴一起转动。滚动体则在轴承内外圈滚道上滚动，由于加工装配误差的存在、滚动体在不同位置时所受力的大小不同、轴承承载的滚动体的数目不同，都会造成承载刚度的变化引起轴承的振动。当其转速一定时，振动便具有确定的性质。虽然各因素的激振力都有其周期性，但实际构成因素非常复杂，且各因素之间没有特定的关系，所以轴承含有多种频率成分并具有较强的随机性。该研究车型轴承为深沟球轴承，其型号为6206，其滚动体直径d为9.525mm，滚动体个数z为9个，轴承节径为46mm。3.3动轴总成的主要频率计算

传动轴的振动主要是传动轴不平衡和万向节不等速引起的。故从研究车型、对比车型及研究车型中间支撑处增加橡胶垫这三种情况进行车辆传动系的振动测试。由振动时域图和频域图可得：三种情况下在垂直方向的振动幅值分别为：1.15dB、0.93dB、0.8dB；左右方向的振动幅值为：0.92dB、0.6dB、0.55dB；在频域图中垂直方向上187Hz、198.3Hz、188Hz时分别出现较大的振动幅值；左右方向上较大振动幅值分别出现在51.3Hz、51.3Hz、70.4Hz。依据以上三种情况，在不同转速下对传动轴中间支架进行振动测试。图3-6位测试结果图：3.4试验测试数据与分析图3-6中间支撑的振动测试3.4试验测试数据与分析图3-6中间支撑的振动测试

2026/8/22传动轴支承刚度的优化设计8/22/202642026/8/228/22/2026由第三章对车辆传动系统的振动测试可知：中间支承处的刚度阻尼影响传动轴总成的振动大小，故本章依据优化设计理论，在刚度阻尼参数的变化范围内，求解使传动轴总成振动最小的刚度阻尼参数。4.1优化设计4.1.1传动轴支承刚度的优化设计

2026/8/228/22/20264.1优化设计（5-1）基于本文研究的传动轴总成的虚拟样机模型，分别对设计变量、设计目标、约束函数做以下设置：设计变量：以传动轴总成中间支架处弹簧的刚度为设计变量，在一定刚度范围内分析传动轴总成的振动情况。刚度过小，则弹簧无法支撑起传动轴，仿真失效。刚度过大，则使传动轴的自振频率变大，不利于提高隔振效果以及增加共振的可能性。故将其刚度约束在100N/mm~1500N/mm。如图4-1所示。目标函数：传动轴总成的振动从中间支架处传递给车厢，并影响整车运行的舒适性，故以中间支架处轴承外圈Y方向的加速度值为目标函数，其设置如图5-2所示。图5-1设计变量图5-2设计目标2026/8/228/22/2026约束函数：约束函数是保证仿真模型接近真实运行情况，则在建模中依据实际的运动情况进行约束、负载、驱动、弹簧的添加，保证和实际的运行情一致。其中驱动函数为3600d+90d*sin（24000d*time），弹簧阻尼设为0.2。则优化仿真中目标函数是以刚度为变量的函数，故目标函数为一组曲线，反应刚度对目标函数振动的影响。如图5-3，其中曲线中对应值如表5-1。4.1优化设计图5-3刚度参数优化设计图5-3中横坐标为刚度、纵坐标为轴承外圈的加速度值。由图可知：不同刚度下对传动轴总成振动有明显的影响。刚度值较小时，传动轴总成振动比较大，而刚度值较大时，传动轴总成振动也比较大，而当刚度为700N/mm~800N/mm、1200N/mm时传动轴总成振动较小，合理设计中间支承的刚度可改善传动轴总成的振动。刚度（N/mm）100150200250300350幅值（mm/s）900.836470.176341.186295.198285.665299.696刚度（N/mm）400450500550600650幅值（mm/s）359.152473.002520.171356.800262.339223.950刚度（N/mm）700750800850900950幅值（mm/s）211.807210.580218.060243.256299.344423.123刚度（N/mm）100010501100115012001250幅值（mm/s）576.861464.624345.954269.945167.619345.470刚度（N/mm）13001350140014501500幅值（mm/s）442.556467.681371.902470.027651.917表5-1仿真数据表2026/8/228/22/20264.1优化设计4.1.2传动轴支承阻尼的优化设计阻尼是指耗损振动能量的能力，也就是将机械振动及声振的能量，转变成热能或其他可以耗损的能力。从而起到减振及降噪的目的。故阻尼越大其损耗振动的能量越大。阻尼的优化设计参照刚度的优化设计，其中约束函数和目标函数和前文一致。驱动函数为3600d+90d*sin（24000d*time），弹簧刚度为300N/mm。设计变量：以传动轴中间支承处弹簧的阻尼为设计变量，在一定阻尼范围内分析传动轴的振动情况。由于橡胶为阻尼粘弹材料，其阻尼值一般0.1~10，故设置阻尼值的取值范围为0.1~10。如图5-4：则优化仿真中目标函数是以阻尼为变量的函数，目标函数为一组曲线，反应阻尼对目标函数振动的影响。如图5-5、5-6。图5-4设计变量-阻尼图5-5、5-6阻尼参数优化设计2026/8/228/22/20264.1优化设计图5-5及5-6中横坐标为阻尼，纵坐标为目标值。传动轴总成的振动随着阻尼的增大而减少，由此可看出阻尼对降低传动轴总成的振动有着非常重要的作用。若从降低传动轴振动出发，则阻尼值越大越好。若从传动轴的隔振设计出发，阻尼值的增加会降低隔振效果。因此阻尼值的选择不应过大。通常的设计方法，一种是使系统的谐振频率尽量避开激励频率，以获得良好的隔振设计效果；另一种是当激励频率较宽，系统的谐振频率不能避开激励频率或者很难避开时，只能适当增加系统的阻尼值，使隔振系统即具有比较好的隔振效果，又兼顾到谐振控制，对谐振放大具有一定的控制能力。很显然这种做法无论对谐振控制还是高频振动隔离，都不能达到最佳设计效果。2026/8/228/22/2026在ADAMS仿真中驱动函数的设置为3600d+90d*sin（24000d*time),不能对其进行设计变量的设计，且在仿真中只考虑了一种转速，不能全面反映刚度阻尼优化设计的合理性。须考虑不同转速下刚度对传动轴总成振动的影响，且不同转速的速度波动不一致，其转速设置为1200r/min、1800r/min、2400r/min。

在上述各个转速下的刚度参数优化设计其中Y、Y-RMS、Z、Z-RMS、MAG、MAG-RMS分别为轴承外圈Y方向的加速度值、Y方向加速度的均方根值、轴承外圈Z方向的加速度值、Z方向加速度的均方根值、轴承外圈的加速度值以及均方根值。X方向的加速度值不足Y、Z方向加速度值的1/10,故不予考虑。均方根值可反应振动强度。

依据数据绘制在不同转速不同刚度参数下各目标值曲线图。4.2不同转速下对传动轴总成振动的影响分析各方向加速度值及均方根值变化可知刚度值为600N/mm~750N/mm时其加速值及均方根值均相对较小。故在传动轴转速为1200r/min时，传动轴总成中间支承的刚度为600N/mm~750N/mm时较为合理。图5-71200r/min时刚度参数优化设计图5-81800r/min时刚度参数优化设计分析各方向加速度值及均方根值变化可知刚度值为100N/mm~500N/mm时其加速值及均方根值均相对较小。故在传动轴转速为1800r/min时，传动轴总成中间支承的刚度为100N/mm~500N/mm时较为合理。图5-92400r/min时刚度参数优化设计分析各方向加速度值及均方根值变化可知刚度值为550N/mm~700N/mm时其加速值及均方根值均相对较小。故在传动轴转速为2400r/min时，传动轴总成中间支承的刚度为550N/mm~700N/mm