某乘用皮卡傳動軸NVH性能試驗研究

邱政華 ，雷 新

（江西五十鈴汽車有限公司，江西 南昌 330010）

皮卡，以其既可裝載一定貨物，同時又可以運載一定數量乘客的優(yōu)勢，兼顧了商用車和乘用車的雙重角色，受到廣大城鄉(xiāng)用戶的喜愛與選購。與此同時，隨著汽車行業(yè)的整車技術不斷發(fā)展進步，用戶對皮卡車型傳動系統(tǒng)NVH整車性能的要求越來越高。傳統(tǒng)商用皮卡由于動力系統(tǒng)包括傳動軸，振動幅度及NVH噪聲問題較大，面臨著較大挑戰(zhàn)。因此，各大皮卡生產廠家都將目光轉移到開發(fā)出NVH性能優(yōu)異的乘用型皮卡。傳動軸在高速旋轉時，由于離心作用將產生劇烈振動，為了得到較高的強度和剛度，傳動軸多為空心結構，通過優(yōu)化傳動軸結構、降低NVH噪聲等方法，大幅度提升乘用型皮卡的品質與用戶駕乘感受，具有重要的社會經濟價值[1-10]。本研究基于汽車結構理論，采用LMS等NVH測試設備，搭建了零部件臺架試驗工作臺，進行了某乘用皮卡的NVH性能測試，開展了實車噪聲、振動與聲振粗糙度（Noise, Vibration and Harshness, NVH）測試分析及傳動軸自由模態(tài)測試、靜強度扭轉強度試驗、臺架模態(tài)測試及轟鳴問題優(yōu)化，并進行了相應的CAE模態(tài)分析。試驗結果表明，該傳動軸避開了怠速共振頻率，轟鳴問題得到優(yōu)化解決，其強度扭轉性能滿足設計目標。

1 傳動軸結構設計與分析

傳動軸系統(tǒng)通常由傳動軸、花鍵軸、滑動叉、中間支承和萬向節(jié)叉等共同組成，如圖1所示。目前國內皮卡車型傳動軸通常為45號鋼材料，結構為兩段式，鋼制傳動軸重量約為20 kg。

圖1 傳動軸結構示意圖

傳動系統(tǒng)中傳動軸安裝在整車上后，其實際回轉線由傳動軸的對接件接口決定，由于對接口存在誤差，故傳動軸在整車上工作時的實際回轉軸線并非與其自身做動平衡時的理想回轉軸線重合。在此情況下，由該對接件接口所承擔的傳動軸重量即為不平衡質量M，實際回轉軸線與理想回轉軸線的偏差即為等效不平衡的回轉半徑R，不平衡質量與不平衡回轉半徑乘積MR即為等效不平衡量。

2 傳動軸性能試驗

2.1 傳動軸靜扭強度試驗

靜扭強度測試是用于測試傳動軸的扭轉強度性能的，如圖2所示。本研究開展了某乘用型皮卡車型傳動軸樣件的靜扭強度測試，鋼制傳動軸試驗樣本量為3件。本次試驗過程中，乘用型皮卡傳動軸試樣安裝于靜扭強度試驗臺，逐步加大激勵扭矩載荷，直到傳動軸樣件出現(xiàn)斷裂現(xiàn)象，測量對應的扭矩值，獲得乘用型皮卡傳動軸的扭轉強度值。鋼制傳動軸樣件出現(xiàn)屈服現(xiàn)象時對應的扭轉強度值分別為2 600 N·m、2 750 N·m和2 732 N·m，滿足設計目標要求的扭轉強度值需大于2 550 N·m。

圖2 乘用型皮卡車型傳動軸靜扭強度試驗及結果

2.2 傳動軸自由模態(tài)試驗

零部件自由模態(tài)是零部件本身固有屬性，與零部件所表現(xiàn)出來的NVH性能緊密關聯(lián)。通常零部件首先具有6階剛體模態(tài)，再依次出現(xiàn)各階振型。本研究對某乘用皮卡車型的傳動軸樣件進行了自由模態(tài)測試試驗，試驗工裝條件如圖3所示。在模態(tài)試驗室，傳動軸樣件采用懸掛法，吊掛在木制工裝上，并用NVH測試錘進行敲擊測試，得到如圖4的測試結果。

圖3 傳動軸NVH自由模態(tài)測試

從圖4的傳動軸自由模態(tài)測試結果可以判斷，其振型為Z向S型頻率模態(tài)，頻率值為46.5 Hz，本研究的皮卡車型怠速轉速為750 r/min，對應的頻率為26.7 Hz，故傳動軸避開了怠速共振頻率，滿足設計目標要求。

圖4 傳動軸自由模態(tài)測試結果

2.3 傳動軸臺架狀態(tài)下的模態(tài)試驗

臺架試驗是整車零部件開發(fā)過程中快速有效的試驗驗證方法，具有試驗成本低、可多次重復驗證等技術優(yōu)勢。本研究搭建了傳動軸臺架工裝試驗臺，試驗樣本量為2件傳動軸，試驗錘擊帶寬為0~1 024 Hz，試驗扭矩和轉速都為零，測試設備包括LMS信號采集儀、ICP加速度傳感器、錘擊力錘，臺架工裝試驗如圖5所示。

圖5 傳動軸臺架試驗

本研究按照上述臺架工裝試驗方法，進行了臺架狀態(tài)下的傳動軸模態(tài)測試，得到如圖6的試驗結果，可以得到，一階彎曲模態(tài)為225 Hz，二階彎曲模態(tài)為433 Hz，設計目標要求傳動軸臺架狀態(tài)下模態(tài)需大于150 Hz，故本研究的傳動軸滿足設計目標。

圖6 傳動軸臺架模態(tài)試驗結果

2.4 傳動軸轟鳴問題優(yōu)化

為消除由于傳動系統(tǒng)不平衡量激勵引起的整車高速振動及轟鳴問題，需要對傳動系統(tǒng)各零部件進行不平衡量匹配，通過標識傳動系統(tǒng)零件不平衡量的輕重點并對應裝配進行矢量抵消，如采用在傳動軸法蘭上標記不平衡量的輕點，在前后橋法蘭上標記復合法蘭跳動量的最高點，輕重點匹配抵消以降低傳動系統(tǒng)總不平衡量，解決整車振動及轟鳴問題。

復合法蘭跳動量用于描述傳動軸對接件接口誤差，即傳動軸在整車上的實際回轉軸線與理想回轉軸線偏差值，通過在傳動軸萬向節(jié)節(jié)心處測量總跳動量來計算復合法蘭跳動量。

為解決某乘用皮卡傳動軸轟鳴問題，按照傳動軸系統(tǒng)動不平衡誤差（激勵）——后橋俯仰模態(tài)——五連桿系統(tǒng)（路徑）——車身模態(tài)耦合（響應）的技術路線，開展一系列相關的技術分析，得到的優(yōu)化結果如圖7所示，用黃點控制法，控制在45°范圍內的最惡劣工況，該乘用型皮卡傳動轟鳴問題得到解決。

圖7 傳動軸轟鳴問題優(yōu)化測試結果

3 傳動軸CAE模態(tài)分析

采用HyperWorks軟件對某乘用皮卡車型的傳動軸進行了建模，網格大小為3 mm，材料為鋼制材料，開展CAE模態(tài)分析，得到的分析結果如圖8所示。其中一階Z向彎曲模態(tài)為479 Hz，二階Y向彎曲模態(tài)為480 Hz，有效避開了發(fā)動機怠速頻率26.7 Hz，滿足設計目標。

圖8 鋁合金傳動軸CAE模態(tài)分析結果

4 結論

本研究開展了某乘用皮卡車型的鋼制傳動軸NVH性能試驗，通過測試試驗與CAE分析相結合，進行了傳動軸的靜扭強度測試、自由模態(tài)測試、臺架狀態(tài)下的模態(tài)測試及轟鳴問題優(yōu)化，結果顯示：

1）該乘用皮卡的鋼制傳動軸樣件出現(xiàn)屈服現(xiàn)象時對應的扭轉強度值分別為2 600 N·m、2 750 N·m和2 732 N·m，滿足設計目標扭轉強度值需大于2 550 N·m的要求。

2）傳動軸振型為Z向S型頻率模態(tài)，頻率值為46.5 Hz，本研究的皮卡車型怠速轉速為750 r/min，對應的頻率為26.7 Hz，故傳動軸避開了怠速共振頻率，滿足設計目標要求。

3）采用黃點控制法，優(yōu)化了傳動軸轟鳴問題。

4）傳動軸CAE分析結果是一階Z向彎曲模態(tài)為479 Hz，二階Y向彎曲模態(tài)為480 Hz， 有效避開了發(fā)動機怠速頻率26.7 Hz，滿足設計目標。

綜上所述，該乘用皮卡傳動軸NVH性能滿足了設計目標。