吳兆亮
（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230601）
摘 要：傳動軸作為整車傳遞動力的重要零部件，其NVH性能嚴重影響著整車的NVH性能。文章介紹了某輕型卡車傳動軸異響的問題處理過程，從傳動軸動平衡、系統共振、傳動軸夾角等方面進行問題的排查，并Z終解決異響問題。
關鍵詞：異響；共振；傳動軸夾角
前言
隨著社會的發展，用戶對汽車產品的舒適性要求越來越高，特別是汽車NVH 性能越來越受到用戶的關注。傳動軸作為整車傳遞動力的重要零部件，其NVH 性能嚴重影響著整車的NVH 性能。某輕型卡車在開發驗證時發現了整車異響問題，經過分析確認，整車異響源為傳動軸。
1 故障現象
試驗人員在對新車進行驗證時，發現在高速行駛時（60km/h 以上），整車有“嗡嗡嗡”的異響，且隨著車速的提高，異響逐漸的增大。經過專業評價人員對多個系統的評估確認，找到整車異響源為傳動軸。
2 故障調查
傳動軸異響通常有三個原因：1、傳動軸動平衡不良；2、傳動軸與動力系統共振；3、傳動軸夾角不合理。
2.1 動平衡不良排查
對故障車傳動軸的動平衡進行檢測，發現傳動軸均符合設計要求，動不平衡量小于40gcm。輕卡傳動軸產品均執行此動平衡的標準，無不良現象產生，故排除動平衡不良的因素。
2.2 傳動軸與動力系統共振排查
對傳動軸的臨界轉速進行計算，根據汽車設計[1]，傳動軸臨界轉速按式（1）計算：
其中D 為傳動軸軸管外徑，d 為傳動軸軸管內徑，L 為傳動軸長度，將傳動軸外徑69mm，內徑63mm，長度850mm經過計算，傳動軸臨界轉速為15518rpm，再考慮1.5 的安全系數，Z小臨界轉速可達到10345rpm。
同時計算傳動軸工作的Z大頻率[2]。
其中Vmax為Z大車速，ig 為變速箱Z高檔的傳動比，io為主減速器傳動比，K 為發動機轉矩主諧量階數（四缸四沖程發動機，主諧量階數為2），r 為車輪滾動半徑。
將Vmax=120km/h，ig=0.77，io=6.142，K=2，r=0.360m代入式（2），經計算得f=158Hz。轉化為轉速即為9480rpm，小于傳動軸臨界轉速10345rpm。
因此排除傳動軸與動力系統共振的因素。
2.3 傳動軸夾角不合理的排查
對傳動軸的夾角進行校核[1]，傳動軸夾角示意如圖1。
經過校核，傳動軸在各種工況下夾角如表1 所示，當量夾角在空載下達到3.9°，比設計推薦的允許當量夾角3°大。因此，傳動軸設計當量夾角過大可能是造成傳動軸異響的原因。
基于以上理論分析，對傳動軸夾角進行優化設計。
根據之前理論分析的傳動軸夾角結果，分析調整后橋仰角，減小α3，可以減小當量夾角φ。原設計狀態后橋仰角為7.5°，調整后橋仰角為8.5°后，校核結果如表2 所示。校核結果顯示后橋仰角增加到8.5°后，傳動軸單個夾角α2、α3 減小，當量夾角φ顯著減小，空載狀態下僅1.9°。相比原設計狀態，減小2°。
調整后橋仰角為8.5°進行驗證：在后橋鋼托處增加1°斜墊鐵，調整后橋仰角為8.5°，試裝2 臺車進行驗證；試驗人員反饋，異響更為明顯，比老狀態更差。
以上驗證結果與理論分析存在較大差異。因此，決定對傳動軸夾角進行實測。對1 臺下線車輛原始狀態車輛及調整后橋仰角狀態2 臺車輛采用三坐標進行傳動軸夾角測量，測試結果如表3 所示。
以上實測結果與理論分析有很大差異。從實測結果來看，原設計狀態的車輛，實際當量夾角達到了6.2°，遠超一般要求的3°。
對以上實物與理論存在的偏差進行調查，發現，發動機位置在Z 方向上，實際狀態比理論狀態低12mm。而因為問題車型軸距較短（2800mm），前傳設計長度僅472mm，傳動軸夾角受安裝位置偏差影響極大（實物狀態比理論相差2.6°）。
根據實物狀態，用在傳動軸中間吊掛處增加10mm墊鐵的方法，對傳動軸夾角進行調整，并進行實測，結果如表4所示。
因此，可以判斷傳動軸異響是由于傳動軸夾角過大造成。在減小傳動軸夾角，特別是傳動軸當量夾角后，異響改善明顯。
3 結論
1）傳動軸異響的排查應系統排查，從傳動軸動平衡、系統共振、傳動軸夾角全面系統排查；
2）問題分析時，應理論與實際測試（測量）相結合，避免僅僅根據理論值進行問題排查，做出錯誤的判斷；
3）傳動軸夾角不合理，通常容易產品批量性問題發生，需要在設計開發驗證階段做充分的驗證評價，避免產品上市后產生批量性用戶投訴；
4）通過故障處理，更充分說明傳動軸當量夾角要求小于3°的必要性。
來源：《汽車實用技術》
