關于驅動軸引起的汽車橫向振動探析

石宇鵬，張全逾，陽郴郴

(1.漢騰汽車有限公司，江西上饒 334000；2.承德石油高等專科學校汽車工程系，河北承德 067000)

0 引言

驅動軸是汽車動力傳輸的關鍵部件，同時在汽車行駛過程中也會引發很多NVH問題，如驅動軸彎曲共振引起的轟鳴、驅動軸扭轉共振引起的轟鳴、驅動軸彎曲共振引起的變速器和主減速器哨音、驅動軸異響等[1]，而針對驅動軸引起的汽車橫向振動現象的深入研究較少，故本文作者基于某款SUV車型的橫向振動現象，開展橫向振動的產生機制、評價方法、影響因素、優化措施等幾個方面的研究，有效控制該車型橫向振動，并為相關問題的探索和控制提供借鑒。

1 問題現象描述

文中涉及的某款SUV前置前驅車型采用TJ型三球銷式萬向節、BJ型球籠式萬向節的組合驅動軸[2]，如圖1、圖2所示。該車輛在光滑水平瀝青路面上，采用2擋全加速(WOT)行駛，發動機轉速1 500～3 000 r/min、車速30～50 km/h橫向振動嚴重，在發動機轉速4 000 r/min、車速75 km/h附近也存在橫向振動，顧客感知明顯。

圖1 整車驅動軸示意

圖2 驅動軸萬向節結構簡圖

2 橫向振動產生機制分析

根據NVH性能開發模型“激勵源→傳遞路徑→響應”，從激勵源和傳遞路徑兩部分開展分析，而響應部分涉及人體感知，文中不開展敘述。

基于客觀測試數據開展深入分析，以進一步獲取問題發生的更多信息。針對2WOT座椅導軌Y向振動(跟蹤發動機轉速)開展階次分析，如圖3所示，其中0.34階為主要貢獻能量。通過提取0.34階的階次切片(帶寬0.25)，如圖4所示，其振動峰值超過目標值0.25 m/s(來源于數據庫對標)，由此可見該SUV車型橫向振動現象由0.34階次能量引起。

圖3 2WOT座椅導軌Y向振動(跟蹤發動機轉速)

圖4 2WOT座椅導軌Y向振動0.34階(跟蹤發動機轉速)

對比分析2WOT和3WOT駕駛員座椅導軌Y向振動試驗數據(跟蹤發動機轉速)，如圖5所示，可見在不同擋位橫向振動能量貢獻階次不同，故可知0.34階與發動機轉速不是強相關，應該與發動機相聯旋轉部件有關。對比分析2WOT和3WOT駕駛員座椅導軌Y向振動試驗數據(跟蹤驅動軸轉速)，如圖6所示，可見不同擋位橫向振動能量貢獻階次相同(均為3階)，故可知0.34階與驅動軸轉速強相關，且與驅動軸和輪胎旋轉3階激勵相關。

圖5 座椅導軌Y向振動(跟蹤發動機轉速)

圖6 座椅導軌Y向振動(跟蹤驅動軸轉速)

通過變速器和主減速器速比，根據驅動軸和發動機階次變換式(1)開展相關計算得到2、3擋轉速階次分別為0.34和0.55，說明跟蹤發動機轉速的0.34階能量與跟蹤驅動軸轉速的3階能量等效，進一步說明該車型橫向振動由驅動軸和輪胎旋轉3階激勵引起。根據工程經驗可知，輪胎3階激勵一般很小，而驅動軸極易引起3階激勵，對比驅動軸兩端試驗數據如圖7所示，可知驅動軸滑移端能量明顯大于固定端能量，確定該車型橫向振動由驅動軸(三球銷式)激勵引起。

圖7 2WOT驅動軸Y向振動(跟蹤驅動軸轉速)

m=3b/a

(1)

式中：m為跟蹤發動機轉速階次；a為變速器傳動比；b為主減速器傳動比。

從頻率角度分析2WOT駕駛員座椅導軌Y向振動試驗數據，可知橫向振動頻率集中在5～15 Hz和20～30 Hz兩個頻率范圍內，根據工程經驗可知，5～15 Hz為動力總成剛體模態(Y向)，20～30 Hz包括懸架模態(下偏頻Y向模態)、車身模態、座椅模態，橫向振動傳遞路徑可具體分析動力總成、懸架、車身、座椅等。由于問題主要集中在低頻模態，通過避頻和隔振等方式優化傳遞路徑有限，故文中不開展相關分析。

綜合上述激勵源和傳遞路徑分析，制定橫向振動機制圖，如圖8所示。

圖8 橫向振動機制

2.1 軸向循環力產生分析

TJ型三球銷式萬向節由主動軸、三柱槽殼、球環、三銷架、滾針軸承、從動軸等構成，主動軸通過球環、三柱槽殼、三銷架將扭矩近似等速地傳遞給從動軸。受力分析(單個球環受力分解)如圖9所示，其中各個力的相互關系如式(2)所示，F1推動三銷架進行旋轉運動，F2推動球環進行滾動和滑動。

圖9 單個球環受力分解示意

F0=F1/cosα1=F2/tanα1

(2)

式中：F0為主動軸作用到球環的力(垂直于球環于滑槽的接觸面)；F1為三銷架旋轉力(平行于銷架平面)；F2為球環水平力(平行于三柱槽殼)；α1為三銷架中心平面與垂直平面的夾角。

球環在滾動過程中產生滾動摩擦，在滑動過程中產生滑動摩擦，兩者共同作用使球環在滑槽內運動，產生對主動軸的軸向力，如圖10所示。

圖10 單個球環軸向力合成示意

其中各個力的相互關系[3]為

T1=F滾1/cosα1=F滑1/tanα1

(3)

式中：T1為軸向力；F滾1為球環繞著銷軸的滾動摩擦力；F滑1為球環沿著銷軸的滑動摩擦力；α1為三銷架中心平面垂直與平面的夾角。

三球銷式萬向節3個球環呈120°均勻分布，3個球環共同作用力如式(4)所示，合作用力即軸向循環力。當主動軸和從動軸不存在擺角時，軸向循環力為0。當主動軸和從動軸存在擺角時，同一時刻3個球環的受力是不同的，但轉動一圈3個球環的受力完全相同(不考慮制造和裝配誤差)，只是相位偏差120°，與三球銷式萬向節存在不等速(準等速萬向節)現象機制相同[4]，在轉動過程中三銷架中心與三柱槽殼中心存在偏心，使得球環旋轉過程不是理想簡諧運動，導致軸向循環力存在3階激勵現象，如圖11所示。同時，制造精度、裝配誤差、重力效應等均會加劇3階激勵現象。

圖11 TJ型萬向節軸向力變化規律

T=T1+T2+T3

(4)

DOJ型球籠式萬向節(與BJ型結構相同，可移動)由主動軸、從動軸、星形套、保持架、鋼球等構成，主動軸通過星形套、保持架、鋼球等速地傳遞給從動軸。其受力分解與三球銷式萬向節相近，考慮球籠式萬向節等速現象，使得鋼球旋轉過程為理想簡諧運動，其軸向合力為0 N，不存在3階激勵，如圖12所示。當然制造精度、裝配誤差、重力效應等也會引起很小的3階激勵，對NVH性能無影響。

圖12 DOJ型萬向節軸向力變化規律示意

3階軸向循環力由TJ型三球銷式萬向節引起，故下述的影響因素針對三球銷式萬向節開展闡述。

2.2 軸向循環力影響因素

(1)空間布置角度

驅動軸空間布置角度指主動軸和從動軸的空間夾角(三維)，該夾角越小則三銷架中心平面與垂直平面的夾角越小，由式(3)和式(4)可知軸向循環力越小，如果布置角度為0°，則軸向循環力接近或等于0 N(有其他因素影響)。通過對TJ型三球銷式萬向節進行臺架3階軸向循環力測試(基于平面夾角)，結果如圖13所示，由此可知布置角度越小，3階軸向循環力越小。驅動軸空間布置角度主要從開發預研階段總布置實現，后期也可通過調整動力總成位置微調，但基本不可更改，通常驅動軸空間布置角度控制在5°之內(空載狀態)[5]。

圖13 TJ萬向節軸向力變化規律

(2)節型結構

三球銷式萬向節節型一般采用TJ和PTJ兩種結構，如圖14所示，TJ為傳統三球銷式節型，其球環同時存在滾動摩擦和滑動摩擦，PTJ為球環改良三球銷式節型，其球環主要存在滾動摩擦，不存在滑動摩擦。由于滾動摩擦比滑動摩擦的摩擦力小，故PTJ比TJ節型的3階軸向循環力小。DOJ球籠式萬向節3階軸向循環力如圖13所示，相比三球銷式萬向節小很多。臺架狀態驅動軸3階軸向循環力一般控制在50 N之內。

圖14 TJ和PTJ球環結構示意

針對TJ節型，控制驅動軸空間布置角度對3階軸向循環力影響很大，而針對PTJ節型和DOJ節型，控制驅動軸空間布置角度對3階軸向循環力影響較小，故空間布置角度需要根據具體結構開展。

(3)配合間隙

配合間隙指三球銷式萬向節中滑槽、球環、銷軸的間隙，配合間隙過大均會導致3階軸向循環力惡化，通常要求配合間隙小于0.08～0.1 mm[6]。

(4)潤滑油脂

萬向節內填充的潤滑油脂是碳氫化合物和附屬添加物的綜合體，利用其復雜的物理綜合效應實現潤滑功能。潤滑油脂品質良好，可有效降低滾動摩擦和滑動摩擦力，從而降低3階軸向循環力[7]。

3 優化驗證

3.1 布置角度優化

該車型空載工況驅動軸移動端布置角度7.2°、固定段布置角度6.9°，可通過調整動力總成懸置剛度而優化布置角度，但是改善空間有限，同時由于懸置剛度的調整會導致其他NVH問題惡化，故采用懸置剛度優化方法不可行。

通過增加車載也可以改變驅動軸布置角度，該方法僅可以驗證布置角度對橫擺振動的影響，不具備可執行性。半載工況驅動軸移動端布置角度5.1°、固定端布置角度4.9°，滿載工況驅動軸移動端布置角度4.2°、固定端布置角度4.1°，經主觀評價半載工況橫擺振動有改善但仍有明顯感知，滿載工況橫擺振動明顯改善。

在車型開發后期布置角度基本無法優化，必須在預研階段完成布置角度的設計。

3.2 萬向節型優化

該車型驅動軸移動端采用TJ型三球銷式萬向節，通過更換PTJ型三球銷式萬向節和DOJ球籠式萬向節，主觀評價橫擺振動消失。但更換PTJ和DOJ型萬向節會增加30～50元成本，對于經濟性SUV車型成本增加太多，故不采用萬向節型優化方法。

3.3 配合間隙優化

該車型驅動軸配合間隙最大在0.15 mm，通過優化可控制在小于0.08～0.1 mm，滿足驅動軸配合間隙設計要求，配合間隙的優化無需增加成本。經裝車驗證后效果如圖15所示，橫向振動有一定改善，但仍無法滿足開發目標。

圖15 配合間隙優化效果

3.4 潤滑油脂優化

該驅動軸采用G2潤滑油脂，更換為潤滑效果更好的5389潤滑油脂，增加成本5元。在配合間隙優化基礎上通過更換潤滑油脂裝車驗證，效果如圖16所示，橫向振動明顯改善，滿足開發目標，同時主觀評價橫向振動消失。

圖16 配合間隙和潤滑油脂優化效果

綜上所述，從車型定位和控制成本的角度出發，最終采用配合間隙和潤滑油脂優化方案，完成該車型橫向振動問題整改，用最小的成本完成問題優化。

4 結論

(1)表述驅動軸引起的汽車橫向振動現象，根據現象制定直行和變道兩種評價方法，開展對應的客觀評價，經對比主觀評價和客觀評價一致性良好；

(2)通過階次分析顯示橫向振動不滿足開發目標，對比跟蹤發動機轉速和驅動軸轉速試驗數據，確定橫向振動由驅動軸3階激勵引起，并制定橫向振動發生機制圖；

(3)基于TJ型三球銷式萬向節具體結構，開展單個球環受力分析，識別3階軸向循環力產生原因；

(4)從布置角度、節型結構、配合間隙、潤滑油脂4個方面闡述3階軸向循環力的影響因素，為橫向振動的優化提供方向；

(5)根據車型定位和多種優化方案對比，最終通過配合間隙和潤滑油脂的低成本優化方案，實現該車型橫向振動問題的控制。