驅動橋起步倒車異響分析及解決措施

方強，汪茂根，宋寅，黃高榮

(江鈴汽車股份有限公司，江西南昌 330001)

0 引言

后驅動橋是車輛傳動系統的重要組成部件，其作用是增大由傳動軸傳遞過來的扭矩[1]，將扭矩分配給左、右驅動車輪，并使左、右驅動車輪具有汽車行駛運動學所要求的差速功能，其NVH性能一直是行業內的焦點。

本文作者針對某品牌皮卡車型出現的車輛起步、倒車異響問題，通過對異響部位結構分析，連接配合狀態排查，確定異響產生的機制，并制定改進措施，反復進行實車驗證，解決異響問題，為后續車輛傳動系統零件開發積累了經驗。

1 故障描述

該品牌皮卡車型在車輛啟動后，掛擋前進的瞬間，后驅動橋主減速器靠近傳動軸附近出現“咯瞪”的一聲或數聲異響，起步后行駛過程中無此異響。車輛停止，再次啟動前進，也無異響。但是在車輛掛倒擋起步的瞬間，主減速器靠近傳動軸附近再次出現異響，車輛停止后，再次啟動倒車，也沒有異響。通過多次測試得出：車輛在一次前進、一次倒退間歇啟動的瞬間，主減速器靠近傳動軸附近會發生異響。

2 結構分析及故障排查

2.1 結構分析

圖1是異響部位結構圖，外軸承外圈與主減速器殼體過盈配合，內圈與主動齒輪軸過盈配合，均通過壓裝實現，凸緣法蘭與主動齒輪花鍵配合，凸緣螺母將凸緣法蘭、主動齒輪與外軸承固定在一起，整個裝配在理想狀態下，不存在相對運動。

圖1 異響部位結構

2.2 故障排查

通過對異響部位的結構分析及故障件拆解，異響可能通過2個位置表現出來：一是凸緣法蘭和主動齒輪花鍵配合面；二是凸緣法蘭和外軸承的接觸面。這2個位置在故障件上均有摩擦痕跡。

在故障主動齒輪外花鍵表面涂覆0.03 mm非金屬涂層，重新裝配并進行實車驗證，異響聲依然存在。試驗結束后，拆解

故障件發現涂層依舊附著在花鍵齒面上，基本排除異響聲來自于花鍵打齒產生的敲擊聲。

在故障件凸緣法蘭與外軸承之間增加尼龍墊片，重新裝配并進行實車驗證，異響聲完全消失。通過多臺故障車反復驗證，異響聲均完全消失，聲源直接表現存在于凸緣法蘭端面和外軸承的接觸面上。

3 異響產生的機制及根本原因

由圖1可知，該接觸面通過凸緣螺母的作用緊密貼合，不存在敲擊現象，但是由于凸緣法蘭和主動齒輪花鍵配合存在間隙，在車輛起步、倒車等驅動橋承受較大沖擊扭矩的工況，凸緣法蘭端面與外軸承會發生相對滑動，凸緣法蘭與外軸承的配合面由靜摩擦狀態轉為滑動摩擦狀態，從而由摩擦振動產生噪聲。

異響的直接原因是接觸面的相對滑動，但其根本原因可以從多方面考慮。

3.1 主動齒輪與凸緣法蘭之間花鍵的配合

文中花鍵配合間隙是0.035～0.128 mm，配合面尺寸約為花鍵尺寸的1.2倍，故配合面相對滑動，滑動量是花鍵配合間隙的1.2倍左右，約為0.042～0.153 6 mm。車輛起步、倒車工況瞬間，主減速器承受的扭矩遠大于凸緣法蘭與外軸承配合端面的靜摩擦力矩，因此凸緣法蘭和外軸承配合端面之間，在短暫時間內發生相對滑動，從而產生異響。

以下計算凸緣法蘭與外軸承接觸面靜摩擦力矩的大小，用于驗證接觸面在車輛起步、倒車工況時是否會發生相對滑動。

圖2是凸緣法蘭端面與外軸承配合面的示意，接觸面為圓環形，將圓環分割為無數個相同微單元，取其中一個微單元極坐標，表示為(ρ，θ)，因此凸緣法蘭與外軸承配合面靜摩擦力矩[2]為

(1)

其中F為凸緣螺母提供的軸向預緊力

(2)

圖2 配合端面示意

表1為該品牌皮卡車型的設計參數，代入式(1)和式(2)，得到凸緣法蘭與外軸承接觸面靜摩擦力矩T1=129～193 N·m。實測車輛起步工況從傳動軸傳遞到主減速器的扭矩為1 100 N·m，倒擋工況傳遞到主減速器的扭矩為900 N·m。

表1 該品牌皮卡車型設計參數

根據上述計算可知，整車起步、倒車瞬間，由發動機傳遞到后橋主減速的扭矩遠大于凸緣法蘭與外軸承接觸面之間存在的靜摩擦力矩，此種工況下，凸緣法蘭與外軸承之間存在相對滑動。

3.2 主動齒輪扭矩剛度

主動齒輪桿部花鍵軸受扭時產生的扭轉角，也是凸緣法蘭與外軸承配合面產生相對滑動的原因。

3.3 凸緣法蘭端面與外軸承端面接觸面之間摩擦因數

摩擦力的高頻波動與摩擦噪聲的產生有密切聯系，摩擦力波動頻率與摩擦系統固有頻率耦合誘發的摩擦系統自激振動促使了摩擦噪聲的形成[3-4]，根據摩擦噪聲產生的機制，可以通過改善接觸面之間的摩擦因數來降低摩擦力的波動，從而削弱或消除摩擦噪聲。

一般接觸面粗糙度較大時，表面微觀下的凹凸不平會使摩擦因數變大；表面粗糙度過小，則實際接觸面積變多，面之間的固著力變大，摩擦因數也會變大。后者很難通過機加工方式來實現，多通過在接觸面上增加油脂、聚四氟乙烯等減摩材料來降低摩擦因數，從而減小摩擦力，降低摩擦引起的能力消耗。

4 異響解決措施

通過增加花鍵螺旋角，控制花鍵配合間隙,增大主動齒輪花鍵軸頸，提高花鍵軸扭轉剛度，均可以減少凸緣法蘭與外軸承配合面之間的相對運動。但是，前者螺旋角不能設計過大，否則凸緣法蘭深入主動齒輪軸長度短，凸緣螺母很難裝配；后者受限于凸緣內花鍵尺寸影響，該尺寸發生變化，主減速殼尺寸同樣需要重新調整，此時調整涉及的周期長、成本高，不易實現。

文中凸緣法蘭與外軸承配合端面粗糙度均為1.6 μm，磨削后粗糙度可達到0.8 μm左右。經過實車驗證，可減少異響發生的概率和減輕異響嚴重程度，但是該方案成本較高，批量實施性價比低。

本文作者從降低接觸面摩擦因數著手，解決異響問題。經過大量實車驗證，采用在接觸面之間增加減摩墊片的方式，有效解決了異響問題。

5 結束語

綜上所述，產生異響的直接原因是凸緣法蘭與外軸承配合面的相對滑動，但其根本原因與凸緣法蘭和主動齒輪花鍵配合間隙、花鍵軸扭轉剛度、配合面摩擦因數、凸緣螺母擰緊力矩等問題相關。文中介紹的車輛起步、倒擋異響部位的結構形式在汽車領域內普遍存在，如前驅動軸與輪轂，后傳動軸內部也有類似結構。通過對異響機制的闡述，可為傳動系統零部件開發提供參考，使得設計者在設計初期就考慮到類似風險并規避，提高開發效率。