姜姗姗，苏大军，杨靖，岳法

（北京汽车股份有限公司，北京 101300）

引言

随着汽车性能的不断提高，电动助力转向系统（EPS）已经逐步得到普及。常见的助力形式有管柱助力式C-EPS 、小齿轮轴助力式P-EPS、齿条助力式R-EPS，其中管柱助力式C-EPS综合成本较低[1]，市场占有率较高。

汽车转向异响尤其是EPS异响是转向系统最常见的故障模式[2]，约占所有故障的 90%，容易引起驾驶员感观不舒服和紧张，极端情况下会影响整车可靠性与安全性。由于C-EPS布置在驾驶室内，距驾驶员较近，对NVH性能的要求更高。

转向中间轴是转向管柱与转向器中间的连接部件，主要作用是将转向管柱的转动力矩传递给转向器，从而实现转向；同时在碰撞事故中通过溃缩或滑动可以吸收能量，减少人身伤害，是转向系统中重要的一个零部件[3]。对于 C-EPS，其中间轴传递的转动力矩既包括驾驶员的手力也包括电机提供的助力，受力较大[4]，由于设计不良或磨损，很容易在转动过程中产生异响。C-EPS电动助力转向系统示意图见图1。

图1 C-EPS电动助力转向系统示意图

转向中间轴一般由万向节叉、十字轴、内外管滑动副组成，中间轴示意图见图2。

图2 中间轴总成示意图

1 问题描述

某车型车辆行驶里程40000km～90000km之间，出现颠簸路异响（车速 10km/h～20km/h），经排查，锁定异响源为中间轴。

2 问题原因分析

异响是指顾客识别到的不正常噪音的统称。根据产生机理主要分为三类，分别是Buzz、squeak以及rattle，简称BSR。颠簸路异响属于rattle异响。

Rattle异响是由于冲击引起的噪声。主要指临近或相互接触的零部件在动态载荷的作用下，相互敲击产生的噪声。主要由尺寸配合不当，间隙大，缓冲不够等产生。

2.1 潜在原因分析

根据Rattle异响的产生机理，对中间轴异响产生原因进行分析。中间轴有滑动副、十字轴等结构部件，零部件结构间隙不可避免，但中间轴间隙过大很容易引起转向异响。中间轴间隙主要包括内外管间隙和万向节间隙。中间轴 Rattle异响可由此两项间隙过大引起。

2.2 排查过程

对所有问题中间轴进行了万向节间隙和内外管间隙测量，结果表明异响是由万向节耐久后间隙超差引起。

2.3 确定真因

确定万向节耐久后间隙超差为中间轴异响的直接原因，并对该直接原因做了进一步分析，如图3所示：

图3 万向节耐久后间隙超差原因分析

（1）对万向节进行拆解检测，具体检测内容如图4所示：

图4 万向节拆解检测

通过以上检测，得出如下结论：

1）排除了十字轴轴盖外径耐久后超差，锁定节叉耳环孔径耐久后超差带来的耳环孔与轴盖间隙大，节叉耳环孔孔径超差的具体数据如表1所示。

2）另外，也排除了轴杆与轴盖径向间隙大这一潜在原因。

3）排查十字轴的结构发现，轴盖内有尼龙缓冲块，随着产品的使用老化，会发生磨损变形等问题，产品容易产生轴向间隙而产生异响。故轴杆与轴盖轴向间隙大也为可疑原因。

综上，锁定节叉耳环孔径耐久后超差为该中间轴异响的原因。轴杆与轴盖轴向间隙大也为可疑原因。

（2）节叉耳环孔径耐久后超差的潜在原因主要包括两方面：节叉硬度低和节叉所受压力大。 接下来将从这两个方面制定措施并进行验证。

3 第一阶段优化措施及验证

通过对节叉耳环孔变形原因的深入分析，从以下两个方面制定措施并验证：

3.1 优化措施

（1）提升节叉硬度

提升节叉硬度，可降低拉伸后节叉耳环孔变形量。通过更改节叉加工工艺中的调质等级，达到提高节叉硬度的目的。硬度由（170～210）HB提升到（210～250）HB。

（2）降低节叉所受压力

节叉耳壁壁厚示意图如图5所示，其中a为壁厚值。对壁厚更改前后节叉应力进行CAE分析，分析结果如图6所示：

图5 节叉耳壁壁厚示意图

图6 壁厚更改前后节叉应力进行CAE分析图

增加节叉耳壁的壁厚（单边增加 0.5mm），使耳环孔与十字轴盖的接触面积增大。在行驶中车辆承受大扭矩的情况下，节叉所受应力下降 6%，降低了节叉耳环孔承载强度，减少其拉伸变形量。

3.2 措施验证

对以上两种改善措施的效果进行台架耐久试验，对中间轴总成施加整车设计需求的最大输出扭矩，回转角±180°，加载频率为1 Hz。经50万次循环后，十字轴间隙＜5′为合格。

台架耐久试验结果如表1所示：

表1 台架耐久试验结果

根据台架疲劳耐久试验结果，第一阶段优化措施实施后，节叉耐久后间隙值明显减小，但仍超过 5′的目标值。如 2.3中所述，轴杆与轴盖轴向间隙大也为可疑原因。故针对该可疑原因制定第二阶段的优化措施并进行验证。

4 第二阶段优化措施及验证

4.1 优化措施

第二阶段的优化方案主要围绕耐久后轴杆与轴盖轴向间隙大的研究。该车型应用的轴盖如图7a所示，轴盖内有尼龙缓冲块，随着产品的使用老化，会发生磨损变形等问题，产品容易产生轴向间隙而产生异响。

为防止尼龙缓冲块老化带来的异响问题，采用新轴盖结构。新结构内由网状凸点代替尼龙缓冲块，网状凸点结构与轴杆为刚性接触，不易磨损和变形。具体结构对比见图7：

图7 新旧轴盖缓冲结构对比图

4.2 措施验证

表2 方案台架疲劳耐久试验数据对比

将第二阶段优化方案与第一阶段优化方案进行叠加并进行台架疲劳耐久试验和整车装车评价，试验结果如表 2。为进行效果对比，引入了改进前、单独第一阶段优化方案及单独第二阶段优化方案的台架试验数据进行对比，详见表2。

台架试验后，将完成台架耐久试验的四组样件进行整车装车颠簸路面评价（车速 10km/h～20km/h），评价结果见表3。

表3 台架耐久件进行整车装车评价结果对比

试验结果表明，单独第一阶段优化或者单独第二阶段优化均有提升但仍无法达到耐久后万向节间隙＜5′的目标。将二者叠加后效果明显，可达到目标要求。之后扩大样本量进行台架验证，进一步证实了这一结论。

该方案已搭载整车耐久验证，耐久后无中间轴异响。

5 结论

通过提升节叉硬度，增加节叉耳壁的壁厚，优化轴盖轴向缓冲结构（由尼龙缓冲垫优化为金属网格结构），中间轴耐久后万向节间隙减小（＜5′），消除了该车型耐久后中间轴颠簸路异响。