徐勁力，潘青姑，陳端瀅

（武漢理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，武漢 430070）

前言

汽車(chē) NVH（noise，vibration，harshness）的提升一直以來(lái)是業(yè)界關(guān)注的焦點(diǎn)。對(duì)于前置后驅(qū)車(chē)而言，傳動(dòng)軸的性能對(duì)汽車(chē)NVH有著顯著的貢獻(xiàn)。因而，研究萬(wàn)向節(jié)以提高傳動(dòng)軸性能一直是學(xué)者研究的熱點(diǎn)。VESALI［1］等人主要研究了萬(wàn)向節(jié)的動(dòng)力學(xué)特性，并分析了中間軸轉(zhuǎn)矩波動(dòng)規(guī)律。GUO［2］等人通過(guò)空間解析法分析了十字軸萬(wàn)向節(jié)的運(yùn)動(dòng)學(xué)特性，并用Matlab分析了其角加速度變化規(guī)律。RAHMAN［3］等人在相同的傳動(dòng)軸角度變化條件下，對(duì)不同材料的傳動(dòng)軸進(jìn)行了有限元分析，得到了與其對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)矩變化。周萍［4］等人對(duì)球籠萬(wàn)向節(jié)工作主參數(shù)進(jìn)行了詳細(xì)介紹，并從萬(wàn)向節(jié)內(nèi)部結(jié)構(gòu)分析了傳動(dòng)軸振動(dòng)問(wèn)題，得到了傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速。趙騫［5］等人針對(duì)由十字萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸激勵(lì)導(dǎo)致車(chē)內(nèi)振動(dòng)噪聲情況，從激勵(lì)、傳遞路徑和響應(yīng)等方面分析了其原因，并給出了問(wèn)題分析流程，但未針對(duì)提出的解決方法做進(jìn)一步的研究驗(yàn)證。對(duì)于傳動(dòng)軸中間支承的振動(dòng)情況，相關(guān)學(xué)者也做了一定的研究。夏元烽［6］等通過(guò)調(diào)節(jié)傳動(dòng)軸中間支承剛度，緩解了車(chē)內(nèi)轟鳴噪聲。宋海生［7］等人研究了多個(gè)萬(wàn)向節(jié)的運(yùn)動(dòng)學(xué)特性，以傳動(dòng)軸中間支承處和輸出端角速度波動(dòng)最小為目標(biāo)函數(shù)對(duì)萬(wàn)向節(jié)進(jìn)行相位優(yōu)化設(shè)計(jì)。KANG［8］等人設(shè)計(jì)了一種浮動(dòng)中間支承，能減小多萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸系由軸間夾角變化引起的動(dòng)態(tài)波動(dòng)，并通過(guò)MapleSim平臺(tái)仿真驗(yàn)證了浮動(dòng)中間支承的浮動(dòng)區(qū)域的正確性。盧劍偉［9］等人介紹了一種基于Hertz定理的建立十字軸與主動(dòng)軸叉的二狀態(tài)模型方法，并詳細(xì)介紹了考慮萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)間隙的3自由度車(chē)輛擺振動(dòng)力學(xué)模型，相關(guān)方法有助于研究動(dòng)力學(xué)模型建立以及車(chē)輛振動(dòng)問(wèn)題。國(guó)內(nèi)外學(xué)者采用多種理論方法，指出十字軸萬(wàn)向節(jié)輸入輸出軸軸間夾角、動(dòng)不平衡是導(dǎo)致傳動(dòng)軸一系列激振與耦合以及影響傳動(dòng)軸性能的基本因素。通過(guò)對(duì)軸間夾角、中間支承等的調(diào)校改進(jìn)，可優(yōu)化傳動(dòng)軸自身振動(dòng)，提升傳動(dòng)軸性能。但以上研究均局限于十字軸萬(wàn)向節(jié)串聯(lián)系統(tǒng)的優(yōu)化，并未對(duì)各十字軸萬(wàn)向節(jié)附加彎矩對(duì)傳動(dòng)軸激勵(lì)的影響進(jìn)行研究與描述，對(duì)球籠萬(wàn)向節(jié)與十字軸萬(wàn)向節(jié)配合應(yīng)用的傳動(dòng)軸研究也較少。本研究將中間十字軸萬(wàn)向節(jié)替換為Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)，兩端仍采用十字軸萬(wàn)向節(jié)的新型傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案進(jìn)行研究，并對(duì)改型前和改型后的傳動(dòng)軸進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析，在不同輸入轉(zhuǎn)速、不同主軸軸間夾角條件下進(jìn)行ADAMS虛擬仿真分析和整車(chē)實(shí)況噪聲分析對(duì)比，以驗(yàn)證此新型設(shè)計(jì)方案是否可行，能否有效提升整車(chē)NVH性能。為汽車(chē)NVH的提升提供理論依據(jù)。

1 萬(wàn)向節(jié)動(dòng)力學(xué)分析

單個(gè)十字軸萬(wàn)向節(jié)為非等速萬(wàn)向節(jié)，存在夾角時(shí)，輸入轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)矩將出現(xiàn)周期波動(dòng)特性；而B(niǎo)irfield球籠等速萬(wàn)向節(jié)在任意夾角情況下，輸出端都能保持與輸入端相等的轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)矩，極大地優(yōu)化了動(dòng)力傳遞平順性。

1.1 十字軸萬(wàn)向節(jié)動(dòng)力學(xué)分析

圖1為典型的十字軸萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)圖，圖2為其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖。

圖1 十字軸萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)圖

圖2 十字軸萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖

單個(gè)十字軸萬(wàn)向節(jié)在使用時(shí)具有非等速性，輸入輸出轉(zhuǎn)矩不在同一直線(xiàn)上，十字軸萬(wàn)向節(jié)中存在附加力矩T′，將會(huì)對(duì)十字軸萬(wàn)向節(jié)前后支承處造成徑向激勵(lì)。一般情況下，十字軸平面法線(xiàn)不與T1和T2共線(xiàn)，主動(dòng)叉平面與從動(dòng)叉平面法向存在附加力矩 T1′和 T2′?？擅枋鰹椋?0］

式中θ1為動(dòng)力輸入軸轉(zhuǎn)角。依據(jù)上式可知，十字軸萬(wàn)向節(jié)輸入與輸出附加彎矩存在周期性波動(dòng)，將對(duì)傳動(dòng)軸的支承產(chǎn)生激勵(lì)。主動(dòng)叉與從動(dòng)叉產(chǎn)生的附加彎矩均會(huì)在萬(wàn)向節(jié)前后支承上產(chǎn)生激振力。

1.2 球籠萬(wàn)向節(jié)動(dòng)力學(xué)分析

圖3為盤(pán)式Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)圖，圖4為其剖視圖。

圖3 盤(pán)式Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)圖

圖4 Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)剖視圖

其中，6個(gè)鋼球依靠?jī)?nèi)外滾道的弧度特性，在輸入、輸出軸形成夾角α?xí)r，其鋼球形成平面始終保持在軸間夾角平分面β上。對(duì)于每個(gè)鋼球，鋼球球心到輸入軸軸線(xiàn)距離a與輸出軸的距離b相等，滿(mǎn)足萬(wàn)向節(jié)等速傳遞特性。因此，輸入軸轉(zhuǎn)速ω1等于輸出軸轉(zhuǎn)速ω2，有

因此Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)輸入轉(zhuǎn)矩T1與輸出轉(zhuǎn)矩T2大小相等，實(shí)現(xiàn)等矩輸出。當(dāng)Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)輸入軸與輸出軸不共線(xiàn)時(shí)，輸入軸鐘形殼與輸出軸星形套上均存在一附加彎矩T1′和T2′。T1與T1′的矢量和Tco1大小等于 T2與 T2′的矢量和 Tco2大小，方向相反且均垂直于鋼球球心所在平面，即軸間夾角平分面β。輸入軸與輸出軸夾角α固定后，鋼球球心所在平面也隨之確定，并在之后的運(yùn)轉(zhuǎn)中不發(fā)生變化，因此鐘形殼與星形套上的附加彎矩大小相等且不變，即

附加力矩將不隨萬(wàn)向節(jié)旋轉(zhuǎn)角度θ的變化而變化，Biefield球籠萬(wàn)向節(jié)輸入端支承與輸出端支承上受力平穩(wěn)，可保證傳動(dòng)系運(yùn)轉(zhuǎn)穩(wěn)定。

從動(dòng)力學(xué)分析中可看出，Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)的性能優(yōu)于十字軸萬(wàn)向節(jié)：（1）輸出平穩(wěn)，Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)可等轉(zhuǎn)速等轉(zhuǎn)矩輸出，這可減輕萬(wàn)向節(jié)連接的后續(xù)部件的扭振情況，布置時(shí)不必過(guò)多考慮萬(wàn)向節(jié)的位置情況以滿(mǎn)足輸出等速性要求；（2）附加彎矩平穩(wěn)，穩(wěn)定的附加彎矩可有效降低萬(wàn)向節(jié)前后支承位置的激振，優(yōu)化支承受力情況，有助于傳動(dòng)系統(tǒng)的平穩(wěn)運(yùn)行；（3）惡劣環(huán)境下的穩(wěn)定運(yùn)行，在軸間夾角變化劇烈的場(chǎng)合，萬(wàn)向節(jié)可在任何許用角度內(nèi)實(shí)現(xiàn)等速等矩輸出，6個(gè)鋼球可以承載較大力矩，具有較好的傳力特性。

2 傳動(dòng)軸仿真分析

針對(duì)研究車(chē)型在MSC.ADAMS虛擬樣機(jī)中建立三段式十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸和Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸模型，并在不同轉(zhuǎn)速、不同主軸軸間夾角的條件下對(duì)其進(jìn)行仿真，分析對(duì)比兩種傳動(dòng)軸的輸出特性、中間支承振動(dòng)和傳遞效率。

2.1 傳動(dòng)軸總成約束分析

圖5和圖6分別為三段式十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸和Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸的三維模型。

圖5 三段式十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸模型

圖6 Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸模型

將以上模型分別導(dǎo)入ADAMS虛擬樣機(jī)中，并添加約束與驅(qū)動(dòng)。

圖7是對(duì)十字軸萬(wàn)向節(jié)與Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)的約束添加示意圖。

圖7 十字軸萬(wàn)向節(jié)與Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)約束添加

圖7 （a）中的十字軸萬(wàn)向節(jié)，其前后采用鉸鏈副將主動(dòng)叉與十字軸、從動(dòng)叉與十字軸進(jìn)行約束連接。圖7（b）中的Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)，鐘形殼與外殼施加固定約束，外殼與鋼球、鋼球與保持架、鋼球與星形套施加接觸力約束，通過(guò)Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)實(shí)現(xiàn)等速傳遞。

圖8為兩種傳動(dòng)軸的中間支承約束示意圖。在中間支承處的水平方向與垂向方向建立輔助平面用以添加模擬中間支承支架與軸承的彈簧阻尼約束。

圖8 中間支承約束示意

圖8 中，傳動(dòng)軸中間支承內(nèi)圈作為橡膠減振環(huán)等效的彈簧阻尼約束的目標(biāo)部件，第1輔助平面作為彈簧阻尼約束的另一目標(biāo)部件，該等效彈簧阻尼參數(shù)設(shè)置為剛度45N／mm，阻尼率0.3；第1輔助平面添加滑動(dòng)副，與第2輔助平面之間添加等效彈簧阻尼約束，該等效彈簧阻尼參數(shù)設(shè)置為剛度475N／mm，阻尼率為0.002；第2輔助平面與大地固連。水平與垂向方向采用相同方法進(jìn)行約束。三段式十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸與Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸的中間支承約束添加一致。

圖9為傳動(dòng)軸輸入與輸出端的約束示意圖。在傳動(dòng)軸前后端添加定位塊并添加移動(dòng)副以方便改變前后端萬(wàn)向節(jié)角度，三段式十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸與Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸對(duì)定位塊的約束添加一致。

圖9 傳動(dòng)軸輸入與輸出端約束示意

圖9 （a）中，對(duì)傳動(dòng)軸滑動(dòng)叉與變速器輸出花鍵滑動(dòng)連接采用圓柱副等效，并與前定位塊關(guān)聯(lián)，用以補(bǔ)償驅(qū)動(dòng)后橋上下跳動(dòng)時(shí)傳動(dòng)軸的軸向竄動(dòng)。圖9（b）中，輸出法蘭則采用鉸鏈連接，與后定位塊關(guān)聯(lián)。定位塊移動(dòng)，傳動(dòng)軸輸入端與輸出端也隨之移動(dòng)并產(chǎn)生一定的夾角關(guān)系；傳動(dòng)軸驅(qū)動(dòng)可在滑動(dòng)叉圓柱副上施加一旋轉(zhuǎn)驅(qū)動(dòng)。

圖10為兩種傳動(dòng)軸添加完約束與驅(qū)動(dòng)后的模型示意圖。

2.2 傳動(dòng)軸總成仿真分析

對(duì)傳動(dòng)軸總成進(jìn)行仿真設(shè)置。仿真過(guò)程中，選定軸間夾角系列 3°，4°，5°，6°，7°作為分析變量。傳動(dòng)軸前后軸管夾角通過(guò)改變傳動(dòng)軸前后定位塊垂向方向Y上的位置來(lái)實(shí)現(xiàn)。傳動(dòng)軸輸入由定義在滑動(dòng)叉圓柱副上的旋轉(zhuǎn)驅(qū)動(dòng)來(lái)實(shí)現(xiàn)，其通過(guò)step函數(shù)進(jìn)行控制。輸出端的阻力由施加在輸出法蘭上的反力矩提供，該力矩由所研發(fā)車(chē)型整車(chē)行駛阻力矩經(jīng)驗(yàn)公式得到，通過(guò)主減速器速比折算為傳動(dòng)軸輸出端載荷。整車(chē)行駛阻力矩經(jīng)驗(yàn)公式為

圖10 傳動(dòng)軸所有約束與驅(qū)動(dòng)添加示意圖

式中：T為整車(chē)阻力矩，N·m；v為車(chē)輛速度，km／h。

仿真計(jì)算結(jié)果僅觀察在到達(dá)預(yù)設(shè)轉(zhuǎn)速1 000r／min后的平衡狀態(tài)下傳動(dòng)軸響應(yīng)情況。轉(zhuǎn)速系列以500r／min為步長(zhǎng)，1 000～4 500r／min轉(zhuǎn)速區(qū)間中確定的8個(gè)轉(zhuǎn)速，涵蓋傳動(dòng)軸低速到高速的響應(yīng)特性。

2.3 虛擬實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析

在整車(chē)性能研究中，由于傳動(dòng)軸垂直方向（Y方向）對(duì)汽車(chē)NVH的影響最為顯著，故此，只對(duì)Y方向的影響性能進(jìn)行實(shí)驗(yàn)分析研究。

2.3.1 中間支承振動(dòng)對(duì)比分析

圖11為兩種傳動(dòng)軸的中間支承振動(dòng)加速度對(duì)比。

圖11 中間支承振動(dòng)加速度對(duì)比

對(duì)比圖11（a）與圖 11（b），Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸在不同主軸軸間夾角狀態(tài)下，具有更低的垂向方向Y振動(dòng)加速度，且不同夾角下振動(dòng)加速度曲線(xiàn)重合，振動(dòng)性能良好。整體而言，Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸較三段式十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸在中間支承垂向方向Y上振動(dòng)加速度?。辉谡麄€(gè)中間支承上，Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸具有更優(yōu)的主軸夾角適應(yīng)性與更加平順的振動(dòng)加速度- 轉(zhuǎn)速曲線(xiàn)，可以較好地提升整車(chē)NVH性能。

2.3.2 動(dòng)力波動(dòng)對(duì)比分析

圖12為兩種傳動(dòng)軸的輸入端轉(zhuǎn)矩波動(dòng)幅值差對(duì)比。

圖12 傳動(dòng)軸輸入端轉(zhuǎn)矩波動(dòng)幅值差對(duì)比

對(duì)比圖12（a）與圖12（b），當(dāng)主軸軸間夾角為3°與4°時(shí)，兩種傳動(dòng)軸的力矩波動(dòng)幅值差較小，且差別不大。當(dāng)主軸軸間夾角為5°，6°，7°時(shí)，隨著轉(zhuǎn)速的增大，三段式十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸的力矩波動(dòng)幅值差上升較快；而B(niǎo)irfield球籠萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸的力矩波動(dòng)情況較為平穩(wěn)，傳遞性能良好?？傮w而言，Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸在主軸軸間夾角變化過(guò)程中，力矩波動(dòng)幅值差較小，傳遞較平穩(wěn)，這有利于減小其自身扭振和改善前后動(dòng)力傳遞部件的工作狀況，降低底盤(pán)動(dòng)力傳遞系統(tǒng)的沖擊，能較好地提升傳動(dòng)系乃至整車(chē)的NVH性能。

2.3.3 效率對(duì)比分析

圖13為兩種傳動(dòng)軸的傳動(dòng)效率對(duì)比。

圖13 傳動(dòng)軸效率對(duì)比

對(duì)比圖13（a）與圖 13（b），三段式十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸在3 000r／min之后，不同主軸軸間夾角狀態(tài)下傳動(dòng)軸將產(chǎn)生不同的效率低谷值，各夾角狀態(tài)下的谷值差異較大，對(duì)應(yīng)產(chǎn)生的轉(zhuǎn)速也不盡相同；而B(niǎo)irfield球籠萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸各主軸軸間夾角狀態(tài)下的效率曲線(xiàn)基本重合，未產(chǎn)生明顯的效率低谷，動(dòng)力傳遞性能平穩(wěn)。在4 000r／min之前，Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸各角度下傳遞效率均高于三段式十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸。

表1為每種主軸軸間夾角下傳動(dòng)軸效率均值的計(jì)算。

表1 主軸軸間夾角下傳動(dòng)軸傳動(dòng)效率均值

由表1可知，兩種傳動(dòng)軸在主軸軸間系列夾角下的傳遞效率平均情況。Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸的傳遞效率較三段式十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸提升0.46%～0.63%，平均效率不隨主軸軸間夾角的變化而產(chǎn)生明顯提升或降低。

3 整車(chē)車(chē)內(nèi)噪聲實(shí)驗(yàn)分析

為探究Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸對(duì)其匹配車(chē)噪聲性能影響，對(duì)實(shí)驗(yàn)樣車(chē)進(jìn)行道路噪聲測(cè)試，測(cè)試過(guò)程包括5擋全油門(mén)加速工況、5擋帶擋滑行工況和5擋勻減速工況。

3.1 整車(chē)車(chē)內(nèi)噪聲實(shí)驗(yàn)方法

實(shí)驗(yàn)采用西門(mén)子公司旗下的LMS Test Lab系統(tǒng)對(duì)車(chē)內(nèi)噪聲進(jìn)行數(shù)據(jù)采集和集成實(shí)驗(yàn)。圖14為L(zhǎng)MS Test Lab測(cè)試界面與信號(hào)采集集成設(shè)備。

圖14 LMSTest Lab測(cè)試界面與信號(hào)采集集成設(shè)備

試驗(yàn)前，將高靈敏度傳聲器同時(shí)布置于中排座椅靠枕側(cè)邊與后排座椅靠背頂部中間位置，用以采集信號(hào)。實(shí)驗(yàn)車(chē)輛在滿(mǎn)載狀態(tài)下，在A級(jí)道路上進(jìn)行3種工況測(cè)試。具體操作步驟如下。

（1）5擋全油門(mén)加速

測(cè)試開(kāi)始前，車(chē)輛掛5擋行進(jìn)，測(cè)試從發(fā)動(dòng)機(jī)1 000r／min全油門(mén)踩下加速至 3 800r／min，LMS系統(tǒng)記錄全過(guò)程中車(chē)內(nèi)中排與后排噪聲情況。

（2）5擋帶擋滑行

發(fā)動(dòng)機(jī)到達(dá)3 800r／min后，完全松開(kāi)油門(mén)帶擋滑行，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速自然下降至1 000r／min，LMS系統(tǒng)記錄全過(guò)程中車(chē)內(nèi)中排與后排噪聲情況。

（3）5擋勻減速

再次將發(fā)動(dòng)機(jī)加速到3 800r／min后，逐步松開(kāi)油門(mén)，保持發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速均勻下降，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速下降至1 000r／min。LMS系統(tǒng)記錄全過(guò)程中車(chē)內(nèi)中排與后排噪聲情況。

3.2 車(chē)內(nèi)噪聲實(shí)驗(yàn)結(jié)果與分析

3.2.1 車(chē)內(nèi)中排噪聲結(jié)果

傳動(dòng)軸中間支撐的振動(dòng)通過(guò)中排地板傳遞進(jìn)車(chē)內(nèi)，因此中排噪聲是作為評(píng)價(jià)傳動(dòng)軸中間支承性能的主要因素。圖15為同一車(chē)輛在3種行駛工況下兩種傳動(dòng)軸中排車(chē)內(nèi)噪聲情況。

圖15 3種行駛工況下車(chē)輛中排噪聲

圖15 （a）中，Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸車(chē)輛的中排噪聲在中低速區(qū)域明顯低于三段式十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸車(chē)輛約5dB，在中高轉(zhuǎn)速噪聲降低約2dB。圖15（b）中Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸車(chē)輛的中排噪聲在中速區(qū)域較十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸車(chē)輛降低約2.5dB，在中高速區(qū)域噪聲情況較十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸車(chē)輛平穩(wěn)，且噪聲略有下降。圖15（c）中Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸車(chē)輛噪聲平穩(wěn)無(wú)明顯波動(dòng)?？傮w而言，Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸相對(duì)十字軸傳動(dòng)軸對(duì)車(chē)內(nèi)中排噪聲情況具有改善作用。

3.2.2 車(chē)內(nèi)后排噪聲結(jié)果

測(cè)試中的后排噪聲反映傳動(dòng)軸輸出對(duì)后橋產(chǎn)生的影響，作為傳動(dòng)軸對(duì)車(chē)輛傳動(dòng)系性能影響的一個(gè)評(píng)價(jià)指標(biāo)；后橋噪聲也是車(chē)內(nèi)噪聲的重要來(lái)源之一。圖16為同一車(chē)輛在3種行駛工況下兩種傳動(dòng)軸后排車(chē)內(nèi)噪聲情況。

圖16 3種行駛工況下車(chē)輛后排噪聲

圖16 中，Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸車(chē)輛加速工況下的后排噪聲在1 300～2 200r／min區(qū)間明顯低于十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸車(chē)輛約3dB。從車(chē)輛道路測(cè)試后排噪聲結(jié)果可看出，在加速工況的中低速區(qū)，搭載Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸車(chē)輛后排噪聲較搭載十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸車(chē)輛得到有效抑制。

綜合中排車(chē)內(nèi)噪聲與后排車(chē)內(nèi)噪聲表現(xiàn)可以得出結(jié)論，Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸可有效改善車(chē)輛車(chē)內(nèi)噪聲，良好地抑制了傳動(dòng)軸中間支承振動(dòng)噪聲，對(duì)整車(chē)NVH性能具有提升效果。

4 結(jié)論

通過(guò)對(duì)十字軸萬(wàn)向節(jié)和Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)動(dòng)力學(xué)對(duì)比分析、兩種萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸的中間支承振動(dòng)、動(dòng)力波動(dòng)和傳動(dòng)效率的虛擬仿真對(duì)比分析以及搭載兩種傳動(dòng)軸的整車(chē)噪聲實(shí)驗(yàn)分析可知，Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸的附加彎矩平穩(wěn)，能更好地降低傳動(dòng)軸中間支承振動(dòng)和力矩波動(dòng)，傳遞效率更高。并且，搭載Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸車(chē)輛的中排噪聲在中低速區(qū)域明顯低于三段式十字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸車(chē)輛約5dB，在中高轉(zhuǎn)速噪聲降低約2dB，車(chē)輛后排噪聲也得到了良好的抑制?？傮w而言，Birfield球籠萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸起到了降低中間支承振動(dòng)和車(chē)內(nèi)噪聲的作用，對(duì)今后改進(jìn)整車(chē)NVH性能提供了參考。