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。

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。

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。

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。

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。

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。

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 。

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。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。

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。

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。

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。

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。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。