吴兆亮
（安徽江淮汽车集团股份有限公司，安徽 合肥 230601）
摘 要：传动轴作为整车传递动力的重要零部件，其NVH性能严重影响着整车的NVH性能。文章介绍了某轻型卡车传动轴异响的问题处理过程，从传动轴动平衡、系统共振、传动轴夹角等方面进行问题的排查，并Z终解决异响问题。
关键词：异响；共振；传动轴夹角
前言
随着社会的发展，用户对汽车产品的舒适性要求越来越高，特别是汽车NVH 性能越来越受到用户的关注。传动轴作为整车传递动力的重要零部件，其NVH 性能严重影响着整车的NVH 性能。某轻型卡车在开发验证时发现了整车异响问题，经过分析确认，整车异响源为传动轴。
1 故障现象
试验人员在对新车进行验证时，发现在高速行驶时（60km/h 以上），整车有“嗡嗡嗡”的异响，且随着车速的提高，异响逐渐的增大。经过专业评价人员对多个系统的评估确认，找到整车异响源为传动轴。
2 故障调查
传动轴异响通常有三个原因：1、传动轴动平衡不良；2、传动轴与动力系统共振；3、传动轴夹角不合理。
2.1 动平衡不良排查
对故障车传动轴的动平衡进行检测，发现传动轴均符合设计要求，动不平衡量小于40gcm。轻卡传动轴产品均执行此动平衡的标准，无不良现象产生，故排除动平衡不良的因素。
2.2 传动轴与动力系统共振排查
对传动轴的临界转速进行计算，根据汽车设计[1]，传动轴临界转速按式（1）计算：
其中D 为传动轴轴管外径，d 为传动轴轴管内径，L 为传动轴长度，将传动轴外径69mm，内径63mm，长度850mm经过计算，传动轴临界转速为15518rpm，再考虑1.5 的安全系数，Z小临界转速可达到10345rpm。
同时计算传动轴工作的Z大频率[2]。
其中Vmax为Z大车速，ig 为变速箱Z高档的传动比，io为主减速器传动比，K 为发动机转矩主谐量阶数（四缸四冲程发动机，主谐量阶数为2），r 为车轮滚动半径。
将Vmax=120km/h，ig=0.77，io=6.142，K=2，r=0.360m代入式（2），经计算得f=158Hz。转化为转速即为9480rpm，小于传动轴临界转速10345rpm。
因此排除传动轴与动力系统共振的因素。
2.3 传动轴夹角不合理的排查
对传动轴的夹角进行校核[1]，传动轴夹角示意如图1。
经过校核，传动轴在各种工况下夹角如表1 所示，当量夹角在空载下达到3.9°，比设计推荐的允许当量夹角3°大。因此，传动轴设计当量夹角过大可能是造成传动轴异响的原因。
基于以上理论分析，对传动轴夹角进行优化设计。
根据之前理论分析的传动轴夹角结果，分析调整后桥仰角，减小α3，可以减小当量夹角φ。原设计状态后桥仰角为7.5°，调整后桥仰角为8.5°后，校核结果如表2 所示。校核结果显示后桥仰角增加到8.5°后，传动轴单个夹角α2、α3 减小，当量夹角φ显著减小，空载状态下仅1.9°。相比原设计状态，减小2°。
调整后桥仰角为8.5°进行验证：在后桥钢托处增加1°斜垫铁，调整后桥仰角为8.5°，试装2 台车进行验证；试验人员反馈，异响更为明显，比老状态更差。
以上验证结果与理论分析存在较大差异。因此，决定对传动轴夹角进行实测。对1 台下线车辆原始状态车辆及调整后桥仰角状态2 台车辆采用三坐标进行传动轴夹角测量，测试结果如表3 所示。
以上实测结果与理论分析有很大差异。从实测结果来看，原设计状态的车辆，实际当量夹角达到了6.2°，远超一般要求的3°。
对以上实物与理论存在的偏差进行调查，发现，发动机位置在Z 方向上，实际状态比理论状态低12mm。而因为问题车型轴距较短（2800mm），前传设计长度仅472mm，传动轴夹角受安装位置偏差影响极大（实物状态比理论相差2.6°）。
根据实物状态，用在传动轴中间吊挂处增加10mm垫铁的方法，对传动轴夹角进行调整，并进行实测，结果如表4所示。
因此，可以判断传动轴异响是由于传动轴夹角过大造成。在减小传动轴夹角，特别是传动轴当量夹角后，异响改善明显。
3 结论
1）传动轴异响的排查应系统排查，从传动轴动平衡、系统共振、传动轴夹角全面系统排查；
2）问题分析时，应理论与实际测试（测量）相结合，避免仅仅根据理论值进行问题排查，做出错误的判断；
3）传动轴夹角不合理，通常容易产品批量性问题发生，需要在设计开发验证阶段做充分的验证评价，避免产品上市后产生批量性用户投诉；
4）通过故障处理，更充分说明传动轴当量夹角要求小于3°的必要性。
来源：《汽车实用技术》
