【原创】某 SUV 低速横摆问题的研究与解决

本文针对车身横摆现象，通过振动测试，采用频谱、阶次及对比等分析方法进行研究，采 取增大双球环与滑道的沟底间隙和选用性能更好的润滑脂的方案。通过测试及主观评价，路试 后车辆横摆问题明显改善，对解决采用 AAR 移动节车型的低速横摆问题有一定的参考作用。

车辆低速横摆主要表现在两驱车上，与驱动轴 的设计角度、节型及润滑脂等有关。一般常出现在 采用如 GI 等单球环三球销万向节且驱动轴布置角 度较大的车辆上，通常采用如 AAR 等双球环三球 销万向节或减小驱动轴布置角度都能有效解决此问 题。但某 SUV 车型在设计初已采用 NVH 性能更好 的 AAR 万向节，该条件下出现的横摆问题目前未 能查阅到相关的研究文献。 

问题介绍

 

某 SUV 在整车耐久路试验证中，发现 2 档加 速至发动机转速为 1 200 ～ 2 200 r/min 时存在明 显的车身横摆现象，前排较后排明显，满载较空载 明显，上坡较平路明显。该车辆的基本信息见表 1。 

表 1 车辆基本信息

在平直道路上对驾驶员座椅导轨、悬置、轮心 及中间支撑振动进行 NVH 测试，在上述各位置分 别安装加速度传感器，变速器挂 2 档进行加速工况测试，测试结果如图 1 所示。经 NVH 主观评价人 员评分，该车型低速横摆问题平均得分为 4 分，评 分基准依据行业通用标准，见表 2。

表 2 主观评价评分基准

由图 1 可知，当车辆 2 档加速且发动机转速 为 1 200 ～ 2 200 r/min 时车身横摆产生的主要贡 献为 0.32 阶振动最大，频率集中在 7 ～ 23 Hz， 远大于发动机二阶振动，通过提取 0.32 阶的阶次 切片，发现该转速段座椅导轨Y 向最大振动加速 度值达 0.08 g，约为 0.784 m/s2。 

图 1 驾驶员座椅导轨Y 向振动频谱

车身振动的激励源一般有两类，一类是轮胎激 励通过悬架传递到车身，另一类是动力总成侧激励 通过悬置或悬架传递到车身，因后悬主动侧问题阶 次能量最强，轮心比座椅导轨稍弱，可初步判断激 励源来自动力总成侧。相关测试结果见图 2。 

图 2 后悬主动侧、轮心及座椅导轨Y 向振动频谱

根据经验，0.32 阶应为与发动机旋转相关的某一旋转件的旋转阶次，可能是 由该件的工作不平顺激励引起模 态频率 7 ～ 23 Hz 之间的系统共 振造成的。人体器官的固有频率 也在该频段内（头部 8 ～ 12 Hz， 肢体为 10 ～ 12 Hz），所以人体 对该频段的振动较敏感。而在这 个频段内集中着动力总成的多个 刚体模态和整车的第一阶刚体模 态，而这些系统都无法避开这一 频段。所以只能通过找到激励源， 并减小激励源的激励来解决此 问题。

原因排查 

1. 激励源查找

 

对于 0.32 阶的激励，首先 要查找与发动机旋转相关的各 旋转件的传动比。该 SUV 车型 2 档速比为 2.619，主减速比为 3.565，采用等速驱动轴。等速 驱动轴包括两套等速万向节，其 中球笼式万向节用于靠近车轮 固定端，在靠近变速器滑移端采 用伸缩型的三球销式等速万向 节，如图 3 所示。三球销式等 速万向节的内部结构如图 4 所 示。在车辆行驶过程中，驱动轴 每旋转一圈，万向节内的三叉轴 承会对驱动轴激励 3 次，经计 算 2 档总传动转频三阶激励为 1÷2.619÷3.565×3=0.321，与 2 档测试得出的问题阶次非常吻 合。由此，可以初步判断某 SUV 车型的低速横摆原因为驱动轴滑 移端万向节产生的轴向派生力过 大，轴向派生力贡献主要为旋转 三阶。

图 3 右驱动轴总成

图 4 三球销式等速万向节内部结构

为了验证上述结论，对中间 支撑、座椅导轨与轮心的测试数 据进行对比，如图 5 所示。 

由图 5 可知，驱动轴中间 支撑 Y 向振动阶次与座椅导轨 一致，均为旋转三阶且阶次能量 最强。由此，可确定驱动轴移动 节为该车型出现的低速横摆的激 励源，其传递路径分为两条：① 驱动轴激励→发动机→悬置→车 身；②驱动轴激励→悬架→车身。

图 5 中间支撑、轮心及座椅导轨Y 向振动频谱

2. 轴向派生力分析 

Chul-Lee 等通过实验方法证 明，三球销式万向节球环与滑道 间的动摩擦系数与三球销的轴向 力直接相关，且轴向力与摩擦系 数成正线性关系。上海交通大学 郭常宁通过仿真分析得出，在万 向节转动过程中，三球销式万向 节的三销架中心即围绕三柱槽壳 轴线与三销架运动平面的交点作 圆周公转运动，又绕自身作自转 运动，公转的角速度是自转角速 度的 3 倍。并得出总的轴向力在 万向节转动一周的过程中周期性 变化 3 次。同时对三球销式万向 节进行振动性能分析，发现三销 架在轴向的角速度和角加速度波 动较大。

某 SUV 采用的为双球环三 球销式万向节，其主要由三柱槽 壳、三销架、双球环及轴杆等组 成。轴杆通过花键与三销架相连， 三销架上有 3 个销轴均匀分布在 同一平面上，双球环与 3 个销轴 相连，双球环内环可沿销轴中心 线移动及绕销轴中心线上的点旋 转。三柱槽壳内侧有按轴线方向 排列的滑道，3 个双球环外环分 别嵌入 3 条滑道中，外环沿滑道 作直线运动。三球销式等速万向 节工作（转动）时，三柱槽壳（主 动轴）通过双球环带动三销架（轴 杆）转动。由于汽车总布置的限 制，驱动轴两端（差减花键中心 和轮胎胎心）通常不在一条直线 上，三柱槽壳与驱动轴轴杆中心 轴线之间通常有一个夹角，如图 6 所示，该夹角在空间的最大值 即驱动轴夹角 δ。 

图 6 三球销式驱动轴

三球销式等速万向节是各 大主机厂常用的移动节，三柱槽 壳转一圈，双球环轴承在滑槽轨 道内滑进滑出完成一个周期的运 动，其滑移过程中将产生摩擦力， 3 个轴承所受摩擦力在滑槽轴向的合力大小等于驱动轴轴向力。通过受力分析，得出 3 个双球环 各自的轴向力及总轴向力随转角 的变化规律，如图 7 所示。

图 7 轴向力随转角的变化规律

固定驱动轴夹角时，在一个 周期 360°内，总的轴向力周期 性变化 3 次，达到 3 次最大值， 其变化周期为 120°，这与 3 个 球环 120°均布在三销架上相吻 合，即总的轴向力呈 3 阶变化， 驱动轴 3 阶激励为最主要激励源。

3. 真因分析

 

目前国内各主机厂所发生的 车辆低速横摆问题移动节基本采 用单球环三球销万向节，如 GI 移动节，GI 节型工作中所产生 的轴向力与驱动轴布置角度成正 比，因此其横摆问题多数出现在 布置角度大的情况下，一般通过 减小布置角度能有效解决。而某 SUV 采用双球环三球销万向节， 如 AAR 节型，其轴向派生力并 不与驱动轴布置角度成正比，在 驱动轴布置角度较大的情况下其 轴向力远小于 GI 节型，国内某 驱动轴厂在保证试验条件一致的 情况下，对 GI 和 AAR 移动节三 阶轴向派生力进行了台架对比测 试，测试结果如图 8 所示。

图 8 GI 与 AAR 节型三阶轴向派生力与角度的关系

由 图 8 可 知， 某 SUV 车 型实际驱动轴布置角度最大为 7.8°，因其采用 AAR 节型，理 论上其产生的三阶轴向派生力较 小，一般 15°内三阶轴向派生 力小于 60 N。但国内各驱动轴 厂家技术能力不一，因某 SUV 属于中低端车型，为控制整车成 本，选取的驱动轴厂家技术能力 较弱，且驱动轴移动端及固定端 球笼对主机厂属于黑匣子件，主 机厂在前期设计阶段可能只对其 外廓、接口等尺寸进行了要求， 万向节内部结构尺寸和润滑脂型 号等并未进行要求。

某 SUV 车型低速横摆问题 均出现在路试车辆上，路试里程 在 3 000 ～ 30 000 km 不等，出 现低速横摆问题后通过更换驱动 轴总成，车身横摆问题能得到有 效解决，但随着车辆里程增加， 其横摆问题会再次复现。选取路 试里程为 30 000 km 的驱动轴故 障件，新件及其他驱动轴厂家同 型号的驱动轴进行台架三阶轴向 派生力测试。

台架试验在主机厂认可的 第三方试验台上进行，台架一端 是可以控制转矩、转速等输入参 数的电机；另一端有力传感器测 试其轴向派生力。试验中，仅 改变更容易偏大的左驱动轴夹角 进行台架试验。测试前预热轴节 15 min，预热扭矩为 300 N · m， 驱动轴夹角为 0 ～ 15°，转速 为 200 r/min ；正式运转时，转 矩为 600 N · m，驱动轴夹角分 别为 2.5°、5°、7.5°、10°、 12.5°、15°、17.5°及 20°， 转速为 200 r/min。分别对各驱 动轴进行轴向派生力三阶成分测 试，除故障件外其他样品均随机 挑选 3 根。轴向派生力三阶成分 测试结果如图 9 所示。C 厂家（某 SUV 驱动轴厂家）与 A、B 厂家 新件的三阶轴向派生力基本相 当，但故障件的三阶轴向派生力 明显加大，台架三阶轴向派生力 测试结果与车辆实际表现一致， 进一步证明车身横摆问题由驱动 轴三阶轴向派生力过大引起。通 过与某润滑脂厂家交流，驱动轴 移动节润滑脂寿命一般跟随零部 件，即在驱动轴使用寿命内其润 滑性能基本差异不大，而随着车 辆里程增加，双球环在三柱槽壳 滑道内充分磨合后，其摩擦力理 论上不会出现急剧上升的情况， 不会出现如图 9 三阶轴向派生力 大幅度增大的情况。为了验证这一结论，选用 A 厂家驱动轴样品 3 套，分别在某 SUV 车辆上进行 路试验证，三台车路试里程均为 30 000 km，路试后三台车主观 评价均无低速横摆问题，且对其 中一台路试后车辆的驱动轴进行 台架派生力测试。随着里程的增 加，A 厂家驱动轴三阶轴向派生 力并不会出现急剧加大的情况， C 厂家的 AAR 移动节可能存在 润滑脂性能较差或双球环与三柱 壳槽滑道配合结构存在缺陷，导 致使用一段时间后，双球环在滑 道内的滑移阻力增大。

图 9 不同角度下三阶轴向派生力对比

对 C 厂家故障件及 A 厂家 3 万 km 验证件进行拆解对比分析， 发现 C 厂家移动节润滑脂流动性 较差，且双球环与滑道配合处的 沟底间隙偏小，双球环外环与滑 道接触位置磨损一定程度后，沟 底间隙消失，外环与滑道之间由 线接触变更为面接触，摩擦面积 增大，导致双球环在滑道内滑移 时的摩擦力增大。由图 10 可知， 厂家 C 故障件球环在滑道上的磨 痕明显比厂家 A 的磨痕宽，且磨 痕 1 与磨痕 2 在中间部位发生了 重合，导致球环与滑道的接触面 积明显增大，且重合部位因沟底 间隙消失，润滑脂无法进入润滑， 从而导致故障件三阶轴向派生力 进一步变大。

图 10 厂家 A 路试件及厂家 C 故障件磨痕对比

方案制定及确定 

1. 方案制定 

通过上述分析，某 SUV 车 型路试件驱动轴三阶轴向派生力 变大，主要原因为润滑脂润滑效 果不好及三柱槽壳滑道与球环配 合的沟底间隙设计偏小。依据目 前现状及查找的原因，制定以下 两种实施性较强的方案并制作样 件验证，见表 3。

 

表 3 具体方案

2. 方案验证及确定 

将按照以上 2 种方案制作合 格的样件分别安装到车辆上进行 路试验证，在相同试验条件下完 成 3 万 km 耐久路试后进行测试 及主观评价，并依据相同评分标 准进行评分，结果见表 4。 

表 4 方案及评价结果

由表 4 可知，换用性能较 好的润滑脂能降低座椅导轨的振 动，但敏感客户可能仍会抱怨， 且存在随里程进一步增加磨痕变 大而导致横摆问题加剧的风险， 综合考虑采用方案 2，从结构上 进行优化，并对方案 2 路试后样 件进行拆解磨痕检查，并与原状 态对比。方案 2 验证件磨痕中间 部位未发生重合，磨痕较措施前 有很大改善，因受路试车辆资源 限制，且路试车辆验证周期较长，后续按方案 2 状态验证 3 台车， 均未发现明显横摆现象，问题得 到解决。

结论

（1）运用频谱分析、阶次及 对比分析等技术发现引起某 SUV 车型低速横摆问题的原因为驱动 轴三阶轴向派生力过大，且满载 及上坡等负载较大的工况下横摆 现象更明显。 

（2）AAR 节型的三阶轴向 派生力与驱动轴布置角度不成正 比，与车辆里程不成正比，但受 润滑脂性能的影响较大，球环与 滑道配合的沟底间隙对其也有很 大的影响。 

（3）通过以上经验，后期新 车型开发时，要求厂家提供具体 的润滑脂型号及万向节内部的结 构图纸，同时对于 AAR 节型，要 求新件及路试件按本文台架试验 方案进行验证，要求 15°以内三 阶轴向派生力应≤ 60 N。

来源：AI《汽车制造业》