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杨保海，文秀海，姚秋凤
(河南机电高等专科学校，河南新乡453002 )
摘要：汽车传动轴在使用时高速旋转，所以其动平衡特性直接影响传动轴质量，虽然配重可以减小其不平衡离心
力，但按要求配重片不能超过一定的数量，为减少配重片的数量，通过统一焊接与动平衡的基准来减小
前道工序
的偏心距误差积累，以达到目的。
关键词：不平衡离心力；基准不重合；动平衡
中图分类号: U463 文献标识码: A 文章编号: 1008 - 2093 ( 2008 )03 - 0070 - 02
汽车传动轴作为汽车动力传动系统的关键部件,
其典型结构为突缘叉(接前轴) 、万向节、万向节叉、花
键毂、花键轴、轴管、万向节叉、万向节、突缘叉(接后
桥)组成, 如图 1 所示。它的质量的好坏直接影响到
整台汽车动力传动系统的优劣，而动平衡则是检验传
动轴质量的一个重要指标，所以各汽车传动轴厂商都
在最大限度地降低传动轴在高速旋转时所产生的不
平衡离心力。
2 原工艺的弊端与新工艺的改进
2. 1 原工艺流程
国内传统的制造工艺是先将万向节叉、轴管、花
键轴压装在一起，然后利用万向节叉和花键轴的两中
心孔定位经粗校后对连接处进行焊接, 如图 2 所示。
最后再与其他零件装配在一起，利用两突缘叉的突缘
定位进行动平衡测试、配重和调整。
图 2 双顶尖定位焊接示意图
2. 2 原工艺流程存在的弊端
这样的连接加工工艺的不足之处，在于传动轴在
焊接时用两中心孔定位, 动平衡时用两突缘叉的突缘
定位, 由于两道工序的定位基准发生变换造成了基准
不统一, 从而导致焊接加工中的误差直接反映到动平
衡检测中，这将会使动平衡时焊缝处出现平均0. 6mm
的径向跳动，即轴管出现0. 3 mm 的偏心距。以直径
85 mm 的轴管为例，在2000 r / s做动平衡时将产生约
560 N 的不平衡离心力，为减小它需要配重的平衡片
重量平均在300 g，有的甚至超出标准要求。
2. 3 新工艺的改进方法及效果
为了避免这种情况，我们将焊接时的定位基准与动
平衡的定位基准相统一，即模拟装车的工作环境进行定
位，并设法将加工、装配所产生的误差积累在焊接工序减
到最小，具体的工艺步骤是：一端将突缘叉(接前轴) 、万
向节、万向节叉、花键毂、花键轴装配，另一端将突缘叉
(接后桥) 、万向节、万向节叉装配，最后与轴管压装在一图 1 汽车转动轴结构示意图
1 问题的提出
传动轴不平衡离心力C的计算公式为
πn 2
C = m e (
30
)(N )
汽车传动轴m ———传动轴的质量, g;
e———传动轴质心对旋转轴线的偏移，即偏心距,
m m;
n———传动轴的转速, r /m i n;
由上式可知, 由于传动轴使用时高速旋转, 即使
具有很小的偏心距, 也会产生非常大的不平衡离心
力，成为轴的断裂, 轴承的磨损, 轴系、机器振动的主
要原因之一。虽然可以通过配重来减小其不平衡离
心力, 但按要求配重片不能超过一定的数量。当一种
传动轴的设计转速一定时, 为达到上述要求, 就必须
将传动轴的偏心距控制在一定的范围之内。
3收稿日期: 2008 203 209
作者简介：杨保海( 1977 2) ，男，河南新乡人，主要从事机械设计与工艺装备研究。
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杨保海：一种减少传动轴动平衡配重量的方法
起，然后利用两突缘叉定位在专用焊接装备上进行焊接。g～100 g，取得了良好的效果。
焊接前用百分表和专用校准装置对轴管的径向跳动进行控制，保证跳动量在0. 15 mm 内，即将传动轴的偏心距控制在0. 075 mm 之内，并在焊接前将焊缝圆周均分 3 ～5 点点焊，以减小焊接弯曲变形。经过动平衡试验，轻型传动轴的不平衡离心力在50 N ～150 N ，贴片重量平均可控制在50 g～80 g内，但重型传动轴效果并不理想，配重在150 g～200 g内。原因是重型传动轴直径比较大，轴管壁较厚，为将焊缝坡口填满，必须使用大电流低转速焊接, 焊接一周用时约1分钟。由于圆周冷却速度不同，导致焊接后弯曲变形，使质心偏移。为减小热变形，我们将重型轴点焊后分两遍焊接，第一遍用小电流打底，第二遍用大电流填充，且第一遍焊接选择在高点起弧焊接，用跳动量来削减打底时的焊接变形。动平衡试验结果显示，不平衡离心力平均在180N ～260N ，配重重量平均控制在70 3 结束语
经过对传动轴制造工艺的改进, 将加工、装配所产生的误差积累在焊接工序减至最小，大大减少了传动
轴动平衡时配重片的贴片数量和重量，提高了传动轴动平衡性能和产品质量，取得了显著的经济效益。
(责任编辑吕春红)参考文献:
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[ 4 ]宋建忠. 1020 汽车传动轴动平衡质量分析与对策[ J ]. 汽车工艺与材料, 2007 , ( 8 ) : 30 - 32.
A M ethod of Reduc i n g the M a t ch i n g W e i g ht of D y nam i c
Ba l a nce of the Tr an s m i ssi o n Sh aft
Y AN G B ao - ha i, e t a l
( H e nan m e chan i ca l and E l ec t ri ca l Engi nee r i ng Co ll ege, X i nxiang 453002 , Ch i na)
A b stra c t:A u t omob il e tran s m issi o n shaft, i n the u se of h i gh - sp eed r o ta ti o n, the ref o r
e the dynam i c ba l a nce cha r2 ac te r affec ts the quan tity of the tran s m issi o n shaft d irec t.Though the m a tch i ng we i gh t can d i m i n ish the unba l ance cen trifuga l f o rce, bu t acco rd i ng t o the reque st tha t the m a tch we igh t sli ce s cann’t exceed the ce rta i n quan tity. I n o r de r t o cu t down the quan tity of the m a tch i ng we i gh t sli ce s, adop ti ng the da tum of un ifyi ng we l d i ng and dynam i c ba l ance t o d i m i n ish the e r r o r accum u l a t e of the i nc l i ned cen t e r d istance t o a t ta i n the p u r po s e.
Key word s: unba l anced cen t rifuga l f o r ce; c rite ri o n doe s no t co i nc i de; dynam i c ba l ance
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Res earch for Head Fram e F i n i te El em e n t Ana l ysi s
and Structur a l O p ti m i z a t i o n of Belt Conveyor
WAN G Ying - jia, e t a l
( C o ll ege of M e chan i ca l Engi nee r i ng , Zhengz hou U n i ve r sity , Zhengz hou 450002 , Ch i na)
A b s tra c t: The fi n i te mode l of the head fram e of be lt conveyo r wa s se t up. The struc t u r e of fi n ite e l em e n t of the head fram e wa s ana l yz ed. Then the struc t u r e op ti m a l m a t hem a t i ca l moda l of the head fram e wa s deve l o p e d w ith the A P DL p a r am e t e rized l anguage fr om AN SYS. The struc t u r a l op ti m iz a t i o n de s i gn p rogram - OD PST wa s p r ogramm e d. The struc t u r e op ti m iz a t i o n de s i gn of the head fram e wa s fi n ished. A n d the de s i gn re s u l ts we r e rea s onab l e and sa t is2 fied.
Key word s: be lt conveyo r; head fram e; AN S YS; P r o / E; struc t u r a l op ti m iz a t i o n de s i gn
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