基于汽車NVH提升的傳動軸優(yōu)化仿真分析與實驗驗證*

徐勁力，潘青姑，陳端瀅

（武漢理工大學機械工程學院，武漢 430070）

前言

汽車 NVH（noise，vibration，harshness）的提升一直以來是業(yè)界關注的焦點。對于前置后驅車而言，傳動軸的性能對汽車NVH有著顯著的貢獻。因而，研究萬向節(jié)以提高傳動軸性能一直是學者研究的熱點。VESALI［1］等人主要研究了萬向節(jié)的動力學特性，并分析了中間軸轉矩波動規(guī)律。GUO［2］等人通過空間解析法分析了十字軸萬向節(jié)的運動學特性，并用Matlab分析了其角加速度變化規(guī)律。RAHMAN［3］等人在相同的傳動軸角度變化條件下，對不同材料的傳動軸進行了有限元分析，得到了與其對應的轉矩變化。周萍［4］等人對球籠萬向節(jié)工作主參數(shù)進行了詳細介紹，并從萬向節(jié)內部結構分析了傳動軸振動問題，得到了傳動軸的臨界轉速。趙騫［5］等人針對由十字萬向節(jié)傳動軸激勵導致車內振動噪聲情況，從激勵、傳遞路徑和響應等方面分析了其原因，并給出了問題分析流程，但未針對提出的解決方法做進一步的研究驗證。對于傳動軸中間支承的振動情況，相關學者也做了一定的研究。夏元烽［6］等通過調節(jié)傳動軸中間支承剛度，緩解了車內轟鳴噪聲。宋海生［7］等人研究了多個萬向節(jié)的運動學特性，以傳動軸中間支承處和輸出端角速度波動最小為目標函數(shù)對萬向節(jié)進行相位優(yōu)化設計。KANG［8］等人設計了一種浮動中間支承，能減小多萬向節(jié)傳動軸系由軸間夾角變化引起的動態(tài)波動，并通過MapleSim平臺仿真驗證了浮動中間支承的浮動區(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軸叉的二狀態(tài)模型方法，并詳細介紹了考慮萬向節(jié)傳動間隙的3自由度車輛擺振動力學模型，相關方法有助于研究動力學模型建立以及車輛振動問題。國內外學者采用多種理論方法，指出十字軸萬向節(jié)輸入輸出軸軸間夾角、動不平衡是導致傳動軸一系列激振與耦合以及影響傳動軸性能的基本因素。通過對軸間夾角、中間支承等的調校改進，可優(yōu)化傳動軸自身振動，提升傳動軸性能。但以上研究均局限于十字軸萬向節(jié)串聯(lián)系統(tǒng)的優(yōu)化，并未對各十字軸萬向節(jié)附加彎矩對傳動軸激勵的影響進行研究與描述，對球籠萬向節(jié)與十字軸萬向節(jié)配合應用的傳動軸研究也較少。本研究將中間十字軸萬向節(jié)替換為Birfield球籠萬向節(jié)，兩端仍采用十字軸萬向節(jié)的新型傳動軸結構設計方案進行研究，并對改型前和改型后的傳動軸進行動力學分析，在不同輸入轉速、不同主軸軸間夾角條件下進行ADAMS虛擬仿真分析和整車實況噪聲分析對比，以驗證此新型設計方案是否可行，能否有效提升整車NVH性能。為汽車NVH的提升提供理論依據。

1 萬向節(jié)動力學分析

單個十字軸萬向節(jié)為非等速萬向節(jié)，存在夾角時，輸入轉速、轉矩將出現(xiàn)周期波動特性；而Birfield球籠等速萬向節(jié)在任意夾角情況下，輸出端都能保持與輸入端相等的轉速與轉矩，極大地優(yōu)化了動力傳遞平順性。

1.1 十字軸萬向節(jié)動力學分析

圖1為典型的十字軸萬向節(jié)結構圖，圖2為其結構簡圖。

圖1 十字軸萬向節(jié)結構圖

圖2 十字軸萬向節(jié)結構簡圖

單個十字軸萬向節(jié)在使用時具有非等速性，輸入輸出轉矩不在同一直線上，十字軸萬向節(jié)中存在附加力矩T′，將會對十字軸萬向節(jié)前后支承處造成徑向激勵。一般情況下，十字軸平面法線不與T1和T2共線，主動叉平面與從動叉平面法向存在附加力矩 T1′和 T2′。可描述為［10］

式中θ1為動力輸入軸轉角。依據上式可知，十字軸萬向節(jié)輸入與輸出附加彎矩存在周期性波動，將對傳動軸的支承產生激勵。主動叉與從動叉產生的附加彎矩均會在萬向節(jié)前后支承上產生激振力。

1.2 球籠萬向節(jié)動力學分析

圖3為盤式Birfield球籠萬向節(jié)結構圖，圖4為其剖視圖。

圖3 盤式Birfield球籠萬向節(jié)結構圖

圖4 Birfield球籠萬向節(jié)剖視圖

其中，6個鋼球依靠內外滾道的弧度特性，在輸入、輸出軸形成夾角α時，其鋼球形成平面始終保持在軸間夾角平分面β上。對于每個鋼球，鋼球球心到輸入軸軸線距離a與輸出軸的距離b相等，滿足萬向節(jié)等速傳遞特性。因此，輸入軸轉速ω1等于輸出軸轉速ω2，有

因此Birfield球籠萬向節(jié)輸入轉矩T1與輸出轉矩T2大小相等，實現(xiàn)等矩輸出。當Birfield球籠萬向節(jié)輸入軸與輸出軸不共線時，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，并在之后的運轉中不發(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

附加力矩將不隨萬向節(jié)旋轉角度θ的變化而變化，Biefield球籠萬向節(jié)輸入端支承與輸出端支承上受力平穩(wěn)，可保證傳動系運轉穩(wěn)定。

從動力學分析中可看出，Birfield球籠萬向節(jié)的性能優(yōu)于十字軸萬向節(jié)：（1）輸出平穩(wěn)，Birfield球籠萬向節(jié)可等轉速等轉矩輸出，這可減輕萬向節(jié)連接的后續(xù)部件的扭振情況，布置時不必過多考慮萬向節(jié)的位置情況以滿足輸出等速性要求；（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，有助于傳動系統(tǒng)的平穩(wěn)運行；（3）惡劣環(huán)境下的穩(wěn)定運行，在軸間夾角變化劇烈的場合，萬向節(jié)可在任何許用角度內實現(xiàn)等速等矩輸出，6個鋼球可以承載較大力矩，具有較好的傳力特性。

2 傳動軸仿真分析

針對研究車型在MSC.ADAMS虛擬樣機中建立三段式十字軸萬向節(jié)傳動軸和Birfield球籠萬向節(jié)傳動軸模型，并在不同轉速、不同主軸軸間夾角的條件下對其進行仿真，分析對比兩種傳動軸的輸出特性、中間支承振動和傳遞效率。

2.1 傳動軸總成約束分析

圖5和圖6分別為三段式十字軸萬向節(jié)傳動軸和Birfield球籠萬向節(jié)傳動軸的三維模型。

圖5 三段式十字軸萬向節(jié)傳動軸模型

圖6 Birfield球籠萬向節(jié)傳動軸模型

將以上模型分別導入ADAMS虛擬樣機中，并添加約束與驅動。

圖7是對十字軸萬向節(jié)與Birfield球籠萬向節(jié)的約束添加示意圖。

圖7 十字軸萬向節(jié)與Birfield球籠萬向節(jié)約束添加

圖7 （a）中的十字軸萬向節(jié)，其前后采用鉸鏈副將主動叉與十字軸、從動叉與十字軸進行約束連接。圖7（b）中的Birfield球籠萬向節(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Birfield球籠萬向節(jié)實現(xiàn)等速傳遞。

圖8為兩種傳動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，傳動軸中間支承內圈作為橡膠減振環(huán)等效的彈簧阻尼約束的目標部件，第1輔助平面作為彈簧阻尼約束的另一目標部件，該等效彈簧阻尼參數(shù)設置為剛度45N／mm，阻尼率0.3；第1輔助平面添加滑動副，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行約束。三段式十字軸萬向節(jié)傳動軸與Birfield球籠萬向節(jié)傳動軸的中間支承約束添加一致。

圖9為傳動軸輸入與輸出端的約束示意圖。在傳動軸前后端添加定位塊并添加移動副以方便改變前后端萬向節(jié)角度，三段式十字軸萬向節(jié)傳動軸與Birfield球籠萬向節(jié)傳動軸對定位塊的約束添加一致。

圖9 傳動軸輸入與輸出端約束示意

圖9 （a）中，對傳動軸滑動叉與變速器輸出花鍵滑動連接采用圓柱副等效，并與前定位塊關聯(lián)，用以補償驅動后橋上下跳動時傳動軸的軸向竄動。圖9（b）中，輸出法蘭則采用鉸鏈連接，與后定位塊關聯(lián)。定位塊移動，傳動軸輸入端與輸出端也隨之移動并產生一定的夾角關系；傳動軸驅動可在滑動叉圓柱副上施加一旋轉驅動。

圖10為兩種傳動軸添加完約束與驅動后的模型示意圖。

2.2 傳動軸總成仿真分析

對傳動軸總成進行仿真設置。仿真過程中，選定軸間夾角系列 3°，4°，5°，6°，7°作為分析變量。傳動軸前后軸管夾角通過改變傳動軸前后定位塊垂向方向Y上的位置來實現(xiàn)。傳動軸輸入由定義在滑動叉圓柱副上的旋轉驅動來實現(xiàn)，其通過step函數(shù)進行控制。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)車型整車行駛阻力矩經驗公式得到，通過主減速器速比折算為傳動軸輸出端載荷。整車行駛阻力矩經驗公式為

圖10 傳動軸所有約束與驅動添加示意圖

式中：T為整車阻力矩，N·m；v為車輛速度，km／h。

仿真計算結果僅觀察在到達預設轉速1 000r／min后的平衡狀態(tài)下傳動軸響應情況。轉速系列以500r／min為步長，1 000～4 500r／min轉速區(qū)間中確定的8個轉速，涵蓋傳動軸低速到高速的響應特性。

2.3 虛擬實驗結果分析

在整車性能研究中，由于傳動軸垂直方向（Y方向）對汽車NVH的影響最為顯著，故此，只對Y方向的影響性能進行實驗分析研究。

2.3.1 中間支承振動對比分析

圖11為兩種傳動軸的中間支承振動加速度對比。

圖11 中間支承振動加速度對比

對比圖11（a）與圖 11（b），Birfield球籠萬向節(jié)傳動軸在不同主軸軸間夾角狀態(tài)下，具有更低的垂向方向Y振動加速度，且不同夾角下振動加速度曲線重合，振動性能良好。整體而言，Birfield球籠萬向節(jié)傳動軸較三段式十字軸萬向節(jié)傳動軸在中間支承垂向方向Y上振動加速度?。辉谡麄€中間支承上，Birfield球籠萬向節(jié)傳動軸具有更優(yōu)的主軸夾角適應性與更加平順的振動加速度- 轉速曲線，可以較好地提升整車NVH性能。

2.3.2 動力波動對比分析

圖12為兩種傳動軸的輸入端轉矩波動幅值差對比。

圖12 傳動軸輸入端轉矩波動幅值差對比

對比圖12（a）與圖12（b），當主軸軸間夾角為3°與4°時，兩種傳動軸的力矩波動幅值差較小，且差別不大。當主軸軸間夾角為5°，6°，7°時，隨著轉速的增大，三段式十字軸萬向節(jié)傳動軸的力矩波動幅值差上升較快；而Birfield球籠萬向節(jié)傳動軸的力矩波動情況較為平穩(wěn)，傳遞性能良好?？傮w而言，Birfield球籠萬向節(jié)傳動軸在主軸軸間夾角變化過程中，力矩波動幅值差較小，傳遞較平穩(wěn)，這有利于減小其自身扭振和改善前后動力傳遞部件的工作狀況，降低底盤動力傳遞系統(tǒng)的沖擊，能較好地提升傳動系乃至整車的NVH性能。

2.3.3 效率對比分析

圖13為兩種傳動軸的傳動效率對比。

圖13 傳動軸效率對比

對比圖13（a）與圖 13（b），三段式十字軸萬向節(jié)傳動軸在3 000r／min之后，不同主軸軸間夾角狀態(tài)下傳動軸將產生不同的效率低谷值，各夾角狀態(tài)下的谷值差異較大，對應產生的轉速也不盡相同；而Birfield球籠萬向節(jié)傳動軸各主軸軸間夾角狀態(tài)下的效率曲線基本重合，未產生明顯的效率低谷，動力傳遞性能平穩(wěn)。在4 000r／min之前，Birfield球籠萬向節(jié)傳動軸各角度下傳遞效率均高于三段式十字軸萬向節(jié)傳動軸。

表1為每種主軸軸間夾角下傳動軸效率均值的計算。

表1 主軸軸間夾角下傳動軸傳動效率均值

由表1可知，兩種傳動軸在主軸軸間系列夾角下的傳遞效率平均情況。Birfield球籠萬向節(jié)傳動軸的傳遞效率較三段式十字軸萬向節(jié)傳動軸提升0.46%～0.63%，平均效率不隨主軸軸間夾角的變化而產生明顯提升或降低。

3 整車車內噪聲實驗分析

為探究Birfield球籠萬向節(jié)傳動軸對其匹配車噪聲性能影響，對實驗樣車進行道路噪聲測試，測試過程包括5擋全油門加速工況、5擋帶擋滑行工況和5擋勻減速工況。

3.1 整車車內噪聲實驗方法

實驗采用西門子公司旗下的LMS Test Lab系統(tǒng)對車內噪聲進行數(shù)據采集和集成實驗。圖14為LMS Test Lab測試界面與信號采集集成設備。

圖14 LMSTest Lab測試界面與信號采集集成設備

試驗前，將高靈敏度傳聲器同時布置于中排座椅靠枕側邊與后排座椅靠背頂部中間位置，用以采集信號。實驗車輛在滿載狀態(tài)下，在A級道路上進行3種工況測試。具體操作步驟如下。

（1）5擋全油門加速

測試開始前，車輛掛5擋行進，測試從發(fā)動機1 000r／min全油門踩下加速至 3 800r／min，LMS系統(tǒng)記錄全過程中車內中排與后排噪聲情況。

（2）5擋帶擋滑行

發(fā)動機到達3 800r／min后，完全松開油門帶擋滑行，發(fā)動機轉速自然下降至1 000r／min，LMS系統(tǒng)記錄全過程中車內中排與后排噪聲情況。

（3）5擋勻減速

再次將發(fā)動機加速到3 800r／min后，逐步松開油門，保持發(fā)動機轉速均勻下降，發(fā)動機轉速下降至1 000r／min。LMS系統(tǒng)記錄全過程中車內中排與后排噪聲情況。

3.2 車內噪聲實驗結果與分析

3.2.1 車內中排噪聲結果

傳動軸中間支撐的振動通過中排地板傳遞進車內，因此中排噪聲是作為評價傳動軸中間支承性能的主要因素。圖15為同一車輛在3種行駛工況下兩種傳動軸中排車內噪聲情況。

圖15 3種行駛工況下車輛中排噪聲

圖15 （a）中，Birfield球籠萬向節(jié)傳動軸車輛的中排噪聲在中低速區(qū)域明顯低于三段式十字軸萬向節(jié)傳動軸車輛約5dB，在中高轉速噪聲降低約2dB。圖15（b）中Birfield球籠萬向節(jié)傳動軸車輛的中排噪聲在中速區(qū)域較十字軸萬向節(jié)傳動軸車輛降低約2.5dB，在中高速區(qū)域噪聲情況較十字軸萬向節(jié)傳動軸車輛平穩(wěn)，且噪聲略有下降。圖15（c）中Birfield球籠萬向節(jié)傳動軸車輛噪聲平穩(wěn)無明顯波動。總體而言，Birfield球籠萬向節(jié)傳動軸相對十字軸傳動軸對車內中排噪聲情況具有改善作用。

3.2.2 車內后排噪聲結果

測試中的后排噪聲反映傳動軸輸出對后橋產生的影響，作為傳動軸對車輛傳動系性能影響的一個評價指標；后橋噪聲也是車內噪聲的重要來源之一。圖16為同一車輛在3種行駛工況下兩種傳動軸后排車內噪聲情況。

圖16 3種行駛工況下車輛后排噪聲

圖16 中，Birfield球籠萬向節(jié)傳動軸車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向節(jié)傳動軸車輛約3dB。從車輛道路測試后排噪聲結果可看出，在加速工況的中低速區(qū)，搭載Birfield球籠萬向節(jié)傳動軸車輛后排噪聲較搭載十字軸萬向節(jié)傳動軸車輛得到有效抑制。

綜合中排車內噪聲與后排車內噪聲表現(xiàn)可以得出結論，Birfield球籠萬向節(jié)傳動軸可有效改善車輛車內噪聲，良好地抑制了傳動軸中間支承振動噪聲，對整車NVH性能具有提升效果。

4 結論

通過對十字軸萬向節(jié)和Birfield球籠萬向節(jié)動力學對比分析、兩種萬向節(jié)傳動軸的中間支承振動、動力波動和傳動效率的虛擬仿真對比分析以及搭載兩種傳動軸的整車噪聲實驗分析可知，Birfield球籠萬向節(jié)傳動軸的附加彎矩平穩(wěn)，能更好地降低傳動軸中間支承振動和力矩波動，傳遞效率更高。并且，搭載Birfield球籠萬向節(jié)傳動軸車輛的中排噪聲在中低速區(qū)域明顯低于三段式十字軸萬向節(jié)傳動軸車輛約5dB，在中高轉速噪聲降低約2dB，車輛后排噪聲也得到了良好的抑制。總體而言，Birfield球籠萬向節(jié)傳動軸起到了降低中間支承振動和車內噪聲的作用，對今后改進整車NVH性能提供了參考。