杨萍 余见山 杨安志

关键词：驱动轴;花键;异响;计算分析;整改方案

1前言

目前市面上大多数轿车采用的是FF布置形式，即动力传动系统组装成一个紧凑的整体，固定于车架或车身底架上。这种布置形式具有如下优势：有利于降低车身底板高度，有助于提高乘坐舒适性和高速行驶时的操纵稳定性;传动系统都集中于汽车前部，操纵机构相对比较简单。前轮不仅是转向轮，而且还是驱动轮，动力从差速器传递到前轮，需要通过驱动轴实现。

本文所研究的某品牌轿车，前桥为独立悬架结构，左右驱动轴均采用分段式结构，轮端采用球笼式万向节，差速器端采用三球销式万向节，球笼式万向节与前轮毂、三球销式万向节与差速器半轴齿轮间均采用直齿渐开线花键配合，从而实现动力从差速器传递到车轮。

针对该品牌轿车起步、倒车时驱动轴轮毂端出现的“咯噔”的撞击声响进行分析，提出了一种彻底解决驱动轴花键配合异响问题的方案，通过模型简化及近似计算，重新对花键参数进行计算分析及匹配校核，给出了一种驱动轴花键参数设计计算方法。

2驱动轴异响问题分析

汽车故障通常都是在一定条件下表现出来的，例如性能异常、外观异常、作用异常、响声异常、气味异常、温度异常等。常用的故障判断方法有听、看、摸、试、比等翻。

2.1驱动轴异响原因分析

某品牌轿车起步、倒车时，驱动轴轮毂端有“咯噔”的撞击声响出现，汽车行驶过程中并无“咯噔”的响声，听到“咯噔”的一声撞击声后，驱动轴才开始运转，可以推断驱动轴异响的可能原因有：

a.万向节轴承缺油：

b.轴承滚针断损：

c.驱动轴万向节磨损;

d.轮毂与驱动轴花键异常磨损：

e.驱动轴螺钉或螺母松动：

f轮毂与驱动轴花键不匹配，配合松旷。

经分析，以上前五种问题多出现于有一定行驶里程的车辆，对刚下线的新车进行实车试听发现也存在起步及倒车异响声，由此可以判定驱动轴异响的主要原因是驱动轴与轮毂花键配合松旷，在起步及倒车过程中传递扭矩时，花键齿由一侧齿面靠向另一侧齿面，由此产生了“咯噔”一声的齿侧冲击噪声。

2.2驱动轴和轮毂的花键设计参数分析

花键配合情况可以用相互啮合的内、外花键齿间的齿侧间隙大小进行评判。首先，对驱动轴及轮毂的花键设计参数进行计算，分析齿侧间隙设计大小。

某品牌轿车驱动轴和轮毂花键设计参数见表1。

根据渐开线花键模数、齿数、压力角与齿厚、齿槽宽之间的换算关系，计算得到驱动轴与轮毂配合后，花键齿侧间隙在0.084～0.148mm之间符合设计要求。

驱动轴与轮毂花键配合松旷，不仅与驱动轴及轮毂的花键设计参数有关，还与驱动轴及轮毂花键的加工质量密不可分，因此需要对驱动轴及轮毂厂家生产的零部件质量进行检查。

2.3驱动轴和轮毂的花键加工质量核查

经过调查，某轿车驱动轴为独家生产，前轮毂有两家供应商，其中B点供应商为最新引入制造厂商，而出现驱动轴异响问题的车辆，都装配了B点供应商供应的前轮毂。

为了进一步确认问题产生的原因，利用通止规对驱动轴及两个厂家的前轮毂花键加工质量进行检查。驱动轴及A点供应商的前轮毂不存在问题，而B点供应商加工的前轮毂出现了“通规通，但止规不止”的问题，经过检测轮毂内花键棒间距参数确实超出了设计值22.90～22.95mm的范围。

通过对厂家生产制造现场进行审查发现，B点供应商加工前轮毂花键所采用的拉刀参数偏离上极限，这样刀具的使用寿命会有所增加，同一副刀具可以加工出数量更多的轮毂产品，平均到单件轮毂产品上的加工成本明显降低。但是，加工出的花键棒间距参数超差，与驱动轴花键配合后，花键齿侧间隙相对设计值会偏大，加大了产生齿侧冲击噪音的风险。

以上分析调查结果表明.B点供应商为降低生产加工成本，选用花键加工拉刀不合理，这是造成某轿车驱动轴与轮毂花键配合松旷，并产生“咯噔”异响声的根本原因。

3驱动轴异响解决方案

驱动轴与轮毂配合花键松旷异响的主要原因在于齿侧间隙值偏大造成。因此，解决这一类异响问题，有以下两种方案：

a.调整花键参数，使齿侧间隙处于合理范围之内，此方法虽快捷简单，但并非最优解决方案。

b.通过设计改进，消除齿侧间隙，此方法彻底避免了齿侧冲击噪音的产生，是解决此异响问题的首选方案。

与外花键相比，内花键加工相对困难，所以本文提出的改进方案，前轮毂仍采用圆柱直齿内花键，而驱动轴轮毂端采用圆柱斜齿外花键，设计时增加了一个螺旋角参数。

斜齿外花键与直齿内花键装配时，外花键齿有一定的挠度，通过变形与内花键间可以实现无齿侧间隙或稍有过盈，确保了圆柱斜齿外花键与圆柱直齿内花键之间紧密的挤压式配合，这种设计避免了驱动轴与前轮毂之间齿侧间隙的出现，彻底排除了齿侧冲击噪声的产生。传动过程中，内外花键啮合线逐渐变化，扭矩传递更加平稳，操纵舒适性更佳。

4驱动轴外花键参数匹配校核

驱动轴采用斜齿外花键，正是为了与轮毂直齿内花键配合时，实现无齿侧间隙或稍有过盈。那么，可以根据外花键齿厚和內花键齿槽宽的极限值，推算出斜齿外花键的螺旋角参数大小。

4.1简化的正切计算模型

根据改进方案内、外花键的配合原理，可以用简化的正切模型进行近似计算，模型如图1所示。

4.2驱动轴斜齿花键参数设计计算

首先，车轮固定螺母拧紧力矩为（210+15）N.m，驱动轴在与轮毂装配时，初始花键配合长度应达到有效配合长度的2/3～4/5.否则依靠紧固车轮螺母所产生的轴向力，将不足以使驱动轴与前轮毂装配到位;其次，驱动轴端部外露螺纹长度还应保证能够带上车轮固定螺母。

根据驱动轴与轮毂初始装配要求，初始花键配合长度应达到有效配合长度的2/3时无齿侧间隙，为设计花键参数下限情况;花键配合长度为有效长度时无齿侧间隙，应为设计花键参数上限情况，计算得到改进后驱动轴和轮毂花键参数（表2）。

4.3驱动轴花键螺旋角匹配校核

根据齿侧间隙上下极限值与花键配合长度上下极限值，用简化的正切模型分别核算出斜齿花键螺旋角大小（表3）。

花键配合上下极限情况下，通过计算得到的驱动轴斜齿花键螺旋角接近18’，和设计计算值相同，说明驱动轴花键螺旋角度大小设计合理。

5结语

本文对驱动轴异响问题进行分析及改进，提出了一种花键异响问题解决方案，并通过模型简化及近似计算，重新对花键参数进行计算分析及匹配校核，给出了一种驱动轴花键参数计算校核方法，给后续其它车型驱动轴的开发提供有意义的借鉴。

尽管如此，市场上常见的驱动轴问题还有很多，例如驱动轴断裂、轴承异响、打转向时防尘罩异响，花键异常磨损、防尘罩低温脆性开裂、万向节内部异响等，这些问题都需要引起设计者足够的重视。