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??茖W校汽車工程系,河北承德 067000)
驅動軸是汽車動力傳輸?shù)年P鍵部件,同時在汽車行駛過程中也會引發(fā)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(xiàn)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(xiàn)象,開展橫向振動的產生機制、評價方法、影響因素、優(yōu)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。
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(jié)、BJ型球籠式萬向節(jié)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(fā)動機轉速1 500~3 000 r/min、車速30~50 km/h橫向振動嚴重,在發(fā)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(jié)結構簡圖
根據(jù)NVH性能開發(fā)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(shù)據(jù)開展深入分析,以進一步獲取問題發(fā)生的更多信息。針對2WOT座椅導軌Y向振動(跟蹤發(fā)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(shù)據(jù)庫對標),由此可見該SUV車型橫向振動現(xiàn)象由0.34階次能量引起。
圖3 2WOT座椅導軌Y向振動(跟蹤發(fā)動機轉速)
圖4 2WOT座椅導軌Y向振動0.34階(跟蹤發(fā)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(shù)據(jù)(跟蹤發(fā)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(fā)動機轉速不是強相關,應該與發(fā)動機相聯(lián)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(shù)據(jù)(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(fā)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(jù)驅動軸和發(fā)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(fā)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(jù)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(shù)據(jù)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(fā)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(shù)據(jù),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(jù)工程經驗可知,5~15 Hz為動力總成剛體模態(tài)(Y向),20~30 Hz包括懸架模態(tài)(下偏頻Y向模態(tài))、車身模態(tài)、座椅模態(tài),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(tài),通過避頻和隔振等方式優(yōu)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
TJ型三球銷式萬向節(jié)由主動軸、三柱槽殼、球環(huán)、三銷架、滾針軸承、從動軸等構成,主動軸通過球環(huán)、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(huán)受力分解)如圖9所示,其中各個力的相互關系如式(2)所示,F(xiàn)1推動三銷架進行旋轉運動,F(xiàn)2推動球環(huán)進行滾動和滑動。
圖9 單個球環(huán)受力分解示意
F0=F1/cosα1=F2/tanα1
(2)
式中:F0為主動軸作用到球環(huán)的力(垂直于球環(huán)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(huán)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(huán)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(huán)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(huán)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(huán)繞著銷軸的滾動摩擦力;F滑1為球環(huán)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(jié)3個球環(huán)呈120°均勻分布,3個球環(huán)共同作用力如式(4)所示,合作用力即軸向循環(huán)力。當主動軸和從動軸不存在擺角時,軸向循環(huán)力為0。當主動軸和從動軸存在擺角時,同一時刻3個球環(huán)的受力是不同的,但轉動一圈3個球環(huán)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(jié)存在不等速(準等速萬向節(jié))現(xiàn)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(huán)旋轉過程不是理想簡諧運動,導致軸向循環(huán)力存在3階激勵現(xiàn)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(xiàn)象。
圖11 TJ型萬向節(jié)軸向力變化規(guī)律
T=T1+T2+T3
(4)
DOJ型球籠式萬向節(jié)(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(jié)相近,考慮球籠式萬向節(jié)等速現(xiàn)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(jié)軸向力變化規(guī)律示意
3階軸向循環(huán)力由TJ型三球銷式萬向節(jié)引起,故下述的影響因素針對三球銷式萬向節(jié)開展闡述。
(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(huán)力越小,如果布置角度為0°,則軸向循環(huán)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(jié)進行臺架3階軸向循環(huán)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(huán)力越小。驅動軸空間布置角度主要從開發(fā)預研階段總布置實現(xiàn),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(tài))[5]。
圖13 TJ萬向節(jié)軸向力變化規(guī)律
(2)節(jié)型結構
三球銷式萬向節(jié)節(jié)型一般采用TJ和PTJ兩種結構,如圖14所示,TJ為傳統(tǒng)三球銷式節(jié)型,其球環(huán)同時存在滾動摩擦和滑動摩擦,PTJ為球環(huán)改良三球銷式節(jié)型,其球環(huán)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(jié)型的3階軸向循環(huán)力小。DOJ球籠式萬向節(jié)3階軸向循環(huán)力如圖13所示,相比三球銷式萬向節(jié)小很多。臺架狀態(tài)驅動軸3階軸向循環(huán)力一般控制在50 N之內。
圖14 TJ和PTJ球環(huán)結構示意
針對TJ節(jié)型,控制驅動軸空間布置角度對3階軸向循環(huán)力影響很大,而針對PTJ節(jié)型和DOJ節(jié)型,控制驅動軸空間布置角度對3階軸向循環(huán)力影響較小,故空間布置角度需要根據(jù)具體結構開展。
(3)配合間隙
配合間隙指三球銷式萬向節(jié)中滑槽、球環(huán)、銷軸的間隙,配合間隙過大均會導致3階軸向循環(huán)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(jié)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(xiàn)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(huán)力[7]。
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(yōu)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(yōu)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(zhí)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(fā)后期布置角度基本無法優(yōu)化,必須在預研階段完成布置角度的設計。
該車型驅動軸移動端采用TJ型三球銷式萬向節(jié),通過更換PTJ型三球銷式萬向節(jié)和DOJ球籠式萬向節(jié),主觀評價橫擺振動消失。但更換PTJ和DOJ型萬向節(jié)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(jié)型優(yōu)化方法。
該車型驅動軸配合間隙最大在0.15 mm,通過優(yōu)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(yōu)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(fā)目標。
圖15 配合間隙優(yōu)化效果
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(yōu)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(fā)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(yōu)化效果
綜上所述,從車型定位和控制成本的角度出發(fā),最終采用配合間隙和潤滑油脂優(yōu)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(yōu)化。
(1)表述驅動軸引起的汽車橫向振動現(xiàn)象,根據(jù)現(xiàn)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(fā)目標,對比跟蹤發(fā)動機轉速和驅動軸轉速試驗數(shù)據(jù),確定橫向振動由驅動軸3階激勵引起,并制定橫向振動發(fā)生機制圖;
(3)基于TJ型三球銷式萬向節(jié)具體結構,開展單個球環(huán)受力分析,識別3階軸向循環(huán)力產生原因;
(4)從布置角度、節(jié)型結構、配合間隙、潤滑油脂4個方面闡述3階軸向循環(huán)力的影響因素,為橫向振動的優(yōu)化提供方向;
(5)根據(jù)車型定位和多種優(yōu)化方案對比,最終通過配合間隙和潤滑油脂的低成本優(yōu)化方案,實現(xiàn)該車型橫向振動問題的控制。