某純電動(dòng)汽車驅(qū)動(dòng)軸異響分析與優(yōu)化

張 浩 高小清 周副權(quán) 左躍云 劉年

(東風(fēng)汽車集團(tuán)股份有限公司技術(shù)中心 武漢 430056)

0 引言

驅(qū)動(dòng)軸是汽車的動(dòng)力傳遞的重要組成部分。在前驅(qū)汽車中，常通過軸向滑移式等速萬向節(jié)和固定式等速萬向節(jié)的組合使用，在變速箱輸出軸和驅(qū)動(dòng)軸存在一定夾角時(shí)實(shí)現(xiàn)動(dòng)力的平穩(wěn)傳遞[1]。對于前驅(qū)的純電動(dòng)汽車，驅(qū)動(dòng)軸等速萬向節(jié)在全油門工況下的大扭矩傳遞，對車輛的振動(dòng)噪聲水平有重要影響。

Hayama等[2]建立了由發(fā)動(dòng)機(jī)模型、驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)、懸架輪胎模型等組成的整車多體動(dòng)力學(xué)仿真模型，研究了萬向節(jié)振動(dòng)導(dǎo)致的Y 向抖動(dòng)現(xiàn)象，得出萬向節(jié)的3階振動(dòng)是影響主觀感受的最主要因素。Hazra等[3]通過測試分析產(chǎn)生橫向抖動(dòng)的原因，并通過增加懸置Y 向剛度的方法有效抑制了該現(xiàn)象。文獻(xiàn)[4]介紹前置前驅(qū)車上變速箱輸出軸3 階抖動(dòng)，是三銷軸式萬向節(jié)產(chǎn)生的衍生軸向力與發(fā)動(dòng)機(jī)剛體模態(tài)耦合時(shí)出現(xiàn)的。為了降低驅(qū)動(dòng)軸對整車抖動(dòng)的影響，文獻(xiàn)[5]提出結(jié)構(gòu)改進(jìn)減少滑動(dòng)和改善潤滑方式的方法來降低萬向節(jié)內(nèi)部摩擦力。文獻(xiàn)[6]提出通過合理的裝配方式可以有效地減小等速萬向節(jié)驅(qū)動(dòng)軸總成的圓周間隙值和間隙波動(dòng)，進(jìn)而降低汽車行駛過程中的振動(dòng)和噪聲。文獻(xiàn)[7]經(jīng)過數(shù)據(jù)分析，驗(yàn)證了不同潤滑系數(shù)的油脂對抖動(dòng)的影響，最終采用高潤滑系數(shù)的油脂降低半軸3階軸向派生力來解決抖動(dòng)問題。以上文獻(xiàn)，主要圍繞驅(qū)動(dòng)軸的低階振動(dòng)進(jìn)行了研究，針對全油門大扭矩輸出工況下驅(qū)動(dòng)軸產(chǎn)生的異響問題研究較少。

本文針對某純電動(dòng)汽車在全油門加速工況下驅(qū)動(dòng)軸的異響問題，結(jié)合主觀評價(jià)和振動(dòng)噪聲測試，對異響源進(jìn)行了優(yōu)先級排序，鎖定異響至驅(qū)動(dòng)軸。結(jié)合驅(qū)動(dòng)軸的三銷軸式萬向節(jié)和球籠式等速萬向節(jié)的工作特性，明確異響來自球籠式萬向節(jié)內(nèi)部，并提出了采用潤滑性和抗磨性能更好的油脂進(jìn)行改善的途徑，有效解決了該問題，為同類型問題處理提供了參考。

1 理論分析

1.1 振動(dòng)優(yōu)先級排序

異響源排查過程中，需要對各點(diǎn)振動(dòng)信號的優(yōu)先級進(jìn)行排序，從而確定最高級的振動(dòng)點(diǎn)和傳遞路徑。希爾伯特變換法在確定測點(diǎn)之間的優(yōu)先級排序上具有較好的效果，可采用此方法來判斷振源和傳遞路徑[8?9]。

對于連續(xù)時(shí)間實(shí)信號x(t)，其希爾伯特變換H(x(t))定義為[10]

對于實(shí)信號x(t)，經(jīng)希爾伯特變換后為v(t)，則定義解析信號z(t)為

則對于解析信號z(t)，其實(shí)部x(t)和虛部v(t)互為希爾伯特變換對，

兩個(gè)信號x1(t)和x2(t)可構(gòu)成兩個(gè)傳遞函數(shù)H12(jω)和H21(jω)，它們包含實(shí)部和虛部，均可看作一個(gè)解析信號，其表達(dá)式分別為

當(dāng)x1(t)為輸入信號，x2(t)為輸出信號，H12(jω)為正確的傳遞函數(shù)，其表示的信號在時(shí)域上是存在因果的，因此其實(shí)部和虛部之間滿足希爾伯特變換，即

根據(jù)式(5)～(7)，可以得到

基于上述理論，可以通過式(7)和式(8)來判斷兩個(gè)信號之間的因果關(guān)系和排序。當(dāng)H12(jω)為正確的傳遞方向時(shí)，其虛部I12(ω)等于實(shí)部R12(ω)的希爾伯特變換，滿足式(7)，此時(shí)H21(jω)的虛部I21(ω)與的實(shí)部R21(ω)希爾伯特變換相反，反之同理。以頻率ω為自變量，分別畫出兩信號之間傳遞函數(shù)H12(jω)和H21(jω)的虛部和實(shí)部的希爾伯特變換曲線，若兩條曲線之間的走勢相近，則說明該傳遞方向?yàn)檎_的，若走勢相反，則說明傳遞方向是錯(cuò)誤的，以此可確定兩信號的優(yōu)先級。

1.2 驅(qū)動(dòng)軸受力分析

三銷軸式等速萬向節(jié)和球籠式等速萬向節(jié)是傳動(dòng)軸的常用結(jié)構(gòu)，可實(shí)現(xiàn)半軸夾角時(shí)的等角速度驅(qū)動(dòng)。此類驅(qū)動(dòng)軸在旋轉(zhuǎn)過程中，因萬向節(jié)夾角的存在，使得軸向派生力過大，進(jìn)而導(dǎo)致整車的振動(dòng)噪聲問題[7]。

1.2.1 三銷軸式萬向節(jié)

三銷軸式等速萬向節(jié)，通過三銷架上的滑環(huán)在三柱槽殼內(nèi)滑槽的運(yùn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)存在夾角δ時(shí)的力矩傳遞。同時(shí)因夾角δ的存在，使得三銷軸相對于三柱槽殼的旋轉(zhuǎn)存在偏心距e[1]，

其中，r為滑槽半徑，δ為三銷架軸線和三柱槽殼內(nèi)滑槽軸向的夾角。

變速箱輸出扭矩M通過3 個(gè)滑環(huán)進(jìn)行傳遞，各滑環(huán)所受的圓周力Pi(i=1,2,3)與扭矩M的關(guān)系為

由于3 個(gè)滑環(huán)為等角度分布，應(yīng)有P1=P2=P3，則式(10)可以變?yōu)?/p>

驅(qū)動(dòng)軸旋轉(zhuǎn)一圈，三銷軸上每個(gè)滑環(huán)在滑槽內(nèi)完成一個(gè)往返運(yùn)動(dòng)，其所受到摩擦力是產(chǎn)生軸向力的直接原因[11]。各滑環(huán)所受到的摩擦力包含滑動(dòng)摩擦和滾動(dòng)摩擦兩部分，計(jì)算式為

式(12)中，μs為球環(huán)與滑槽的滑動(dòng)摩擦系數(shù)；μg為球環(huán)與滑槽的滾動(dòng)摩擦系數(shù)；γy為三銷架軸向與滑槽平行方向的夾角；βy為三銷架徑向與滑槽徑向的夾角；sign為符號函數(shù)。

根據(jù)i的取值，式(12)所計(jì)算的3 個(gè)分力的大小相等，相位分別相差120?，即合力在驅(qū)動(dòng)軸旋轉(zhuǎn)一圈內(nèi)周期性變化3 次，這是導(dǎo)致驅(qū)動(dòng)軸3 階振動(dòng)問題的原因。

1.2.2 球籠式萬向節(jié)

球籠式萬向節(jié)具有輸入軸和輸出軸大夾角且承載能力大、驅(qū)動(dòng)效率高等優(yōu)點(diǎn)，被廣泛用于汽車工業(yè)[12]。本車型采用的球籠式萬向節(jié)內(nèi)部包含6個(gè)滾珠，在驅(qū)動(dòng)軸旋轉(zhuǎn)過程中，鋼球中心的角速度ωQ與星形套角速度ωN關(guān)系為[13]

其中，?為半錐角，θ為星形套端輸入軸與鐘形殼端輸出軸之間的軸間半擺角，α為星形套輸入軸轉(zhuǎn)角。

根據(jù)鋼球的旋轉(zhuǎn)線速度v1=ωQRg與星形套(或者鐘形殼)的旋轉(zhuǎn)線速度v2=ωQ(Rg?RQ)，可計(jì)算運(yùn)動(dòng)過程中的滑滾比為

式(15)中，Rg為鋼球回轉(zhuǎn)半徑，RQ為鋼球半徑。

基于式(15)可計(jì)算得到滑滾比的結(jié)果始終在0～2 之間，即鋼球在星形套內(nèi)溝道和鐘形殼外溝道的運(yùn)動(dòng)為滾滑相結(jié)合的摩擦運(yùn)動(dòng)，并呈周期性變化，其滑滾比最大時(shí)磨損現(xiàn)象也最嚴(yán)重。鋼球在溝道內(nèi)所受到摩擦力包含滑動(dòng)摩擦和滾動(dòng)摩擦，合力為

其中，μs和μg分別為滑動(dòng)和滾動(dòng)摩擦系數(shù)，QNQ為正壓力。

由于鋼球在運(yùn)動(dòng)過程中發(fā)生運(yùn)動(dòng)方向的改變，會使得一個(gè)旋轉(zhuǎn)周期內(nèi)摩擦力會產(chǎn)生正負(fù)的變化。

2 問題描述與測試

2.1 問題描述

某前置前驅(qū)純電動(dòng)汽車開發(fā)過程中，在全油門加速工況下，40～60 km/h 區(qū)間機(jī)艙右側(cè)靠近輪胎區(qū)域出現(xiàn)連續(xù)“嘎啦嘎啦”的異響，車內(nèi)持續(xù)時(shí)間1～2 s。經(jīng)5名從事異響評估和診斷的專業(yè)工程師采用等級評分法的進(jìn)行主觀評價(jià)，參考表1的評分標(biāo)準(zhǔn)，其平均分為3.4分，主觀評價(jià)不能接受。

表1 異響主觀評分標(biāo)準(zhǔn)Table 1 Table title

通過初步排查，發(fā)現(xiàn)問題僅在全油門工況下出現(xiàn)，且該車型后續(xù)試制車輛均存在此問題，亟待解決。結(jié)合經(jīng)驗(yàn)主觀判斷異響可能與傳動(dòng)系統(tǒng)上變速箱、驅(qū)動(dòng)軸和車輪邊等零部件相關(guān)。

2.2 試驗(yàn)測試

為查明異響原因，選取一臺新車進(jìn)行了振動(dòng)噪聲測試。試驗(yàn)基于LMS Test.lab 進(jìn)行，在駕駛員內(nèi)耳布置了傳聲器，在減速箱、右三角臂、右減振器、右輪心和右驅(qū)動(dòng)軸中間支撐點(diǎn)布置了振動(dòng)傳感器，其車輛局部結(jié)構(gòu)和測點(diǎn)位置如圖1所示。

圖1 各振動(dòng)測點(diǎn)示意圖Fig.1 Schematic diagram of each vibration measuring point

試驗(yàn)在平直路面上、全油門開度下進(jìn)行，測取了0～70 km/h全油門工況下的數(shù)據(jù)，其中左右輪心振動(dòng)如圖2所示，右減振器、三角臂和驅(qū)動(dòng)軸中間支撐點(diǎn)數(shù)據(jù)均與右側(cè)輪心表現(xiàn)類似，但弱于輪心，在6.7～11 s 內(nèi)出現(xiàn)了異常。右側(cè)輪心振動(dòng)的時(shí)頻分析結(jié)果如圖3所示，其頻率成分非常寬泛，無明顯階次等特征，其他測點(diǎn)類似。結(jié)合車內(nèi)噪聲時(shí)頻分析結(jié)果(圖4)和聲音回放，確定車內(nèi)聲音屬于寬頻成分，可識別時(shí)間約1～2 s 且較輕微，初步判斷該異響為結(jié)構(gòu)輻射經(jīng)空氣傳播至車內(nèi)。

圖2 左右側(cè)輪心振動(dòng)對比圖Fig.2 Comparison of left and right wheel center vibration

圖3 右側(cè)輪心振動(dòng)Colormap 圖Fig.3 Colormap of right wheel center vibration

圖4 車內(nèi)噪聲Colormap 圖Fig.4 Colormap of driver’s ear noise

為明確異響的產(chǎn)生原因，需要對上述試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)一步分析，尋找異響的傳播順序，并結(jié)合區(qū)域零部件工作特性進(jìn)行異響源識別。

2.3 試驗(yàn)結(jié)果分析

2.3.1 優(yōu)先級排序

根據(jù)第1 節(jié)的排序方法，得到右側(cè)輪心和右減振器、右三角臂、驅(qū)動(dòng)軸中間支撐之間的優(yōu)先級排序如圖5所示。根據(jù)圖5中的曲線走勢可以判斷異響源為輪心測點(diǎn)區(qū)域，并分別傳遞至右減振器、右三角臂和半軸中間支撐點(diǎn)，其他測點(diǎn)之間的結(jié)果不再展示。

圖5 各振動(dòng)測點(diǎn)間的優(yōu)先級排序圖Fig.5 Priority ranking of each vibration measuring point

考慮到輪心區(qū)域主要為半軸端和輪轂軸承配合，且該輪轂軸承為同級別車型通用件，驅(qū)動(dòng)軸為新設(shè)計(jì)，后續(xù)以驅(qū)動(dòng)軸為對象進(jìn)一步分析。

2.3.2 驅(qū)動(dòng)軸分析

對右側(cè)輪心振動(dòng)數(shù)據(jù)進(jìn)行轉(zhuǎn)速跟蹤分析，發(fā)現(xiàn)異響車速段(40～60 km/h)驅(qū)動(dòng)軸6階成分明顯，由于該車型三銷軸式萬向節(jié)采用AAR 型，其軸向力導(dǎo)致3 階振動(dòng)不明顯[7]，因此圖6在異響車速段無明顯3 階成分，說明三銷軸式萬向節(jié)不是產(chǎn)生該異響的原因。

基于1.2 節(jié)中的分析，鋼球與內(nèi)外溝道始終進(jìn)行滾動(dòng)和滑動(dòng)相結(jié)合的摩擦運(yùn)動(dòng)，且在驅(qū)動(dòng)軸存在一定夾角時(shí)，滑滾比和摩擦力隨驅(qū)動(dòng)軸旋轉(zhuǎn)角度表現(xiàn)為明顯的周期變化[13]，每旋轉(zhuǎn)一圈變化一次，因此，本車型所使用的六溝道球籠式萬向節(jié)會導(dǎo)致驅(qū)動(dòng)軸一周內(nèi)變化6 次，故表現(xiàn)為圖6所示的6 階。同時(shí)當(dāng)滑滾比增大時(shí)，滾珠滑動(dòng)比例提升，使得潤滑脂被擠出接觸區(qū)，潤滑油膜厚度變小，形成直接接觸和干摩擦，進(jìn)而產(chǎn)生異響，輪心振動(dòng)也表現(xiàn)為如圖2所示的寬頻特征，為典型的低頻擠壓摩擦產(chǎn)生的高頻振動(dòng)噪聲。

圖6 右側(cè)輪心振動(dòng)階次分析Fig.6 Order analysis of right wheel center vibration

3 對策改善

根據(jù)上面的分析可知，異響是球籠式萬向節(jié)內(nèi)滾內(nèi)部潤滑不足、摩擦力過大導(dǎo)致。在全油門加速工況下，驅(qū)動(dòng)軸扭矩較大，隨著驅(qū)動(dòng)軸轉(zhuǎn)速增加，高滾珠滑動(dòng)狀態(tài)下的滾珠會將油脂擠出接觸區(qū)，無法形成潤滑油膜，產(chǎn)生干摩擦并輻射噪聲。隨著車速增加，驅(qū)動(dòng)電扭矩下降使得驅(qū)動(dòng)軸扭矩開始降低，萬向節(jié)內(nèi)摩擦力也逐漸降低，異響不再產(chǎn)生。

為改善萬向節(jié)內(nèi)部摩擦力，可以通過結(jié)構(gòu)改進(jìn)減少滑動(dòng)和改善潤滑方式的途徑[5]。由于車型驅(qū)動(dòng)軸結(jié)構(gòu)形式已經(jīng)確定，考慮通過改善潤滑的方法進(jìn)行改善。球籠式萬向節(jié)內(nèi)滾珠中的潤滑油膜最小厚度為[14]

式(17)中，η0為大氣壓力下潤滑油脂動(dòng)力黏度；u為潤滑油脂的帶走速度；E為材料的彈性模量；Rx為元件的曲率半徑；E?為簡化的彈性模量；α為潤滑油脂壓力黏度系數(shù)；w為承受載荷；k為側(cè)面流動(dòng)調(diào)節(jié)系數(shù)。

基于式(17)，可知油膜厚度一般為納米級。為確保油膜厚度，通過加入MoS2(二硫化鉬)等材料來提升油脂中的顆粒直徑，確保接觸表面有足夠厚度的油膜來分割摩擦對，進(jìn)而抑制摩擦及其噪聲。使用改善后潤滑油脂方案的萬向節(jié)，進(jìn)小批量裝車驗(yàn)證，測試結(jié)果表明驅(qū)動(dòng)軸6 階成分明顯降低，如圖7所示。參考表1的評分標(biāo)準(zhǔn)，主觀評價(jià)的平均分為7.2分，達(dá)到滿意效果。

圖7 改善后右側(cè)輪心振動(dòng)階次分析Fig.7 Order analysis of improved right wheel center vibration

4 結(jié)論

本文針對某純電動(dòng)前驅(qū)汽車急加速時(shí)驅(qū)動(dòng)軸異響問題，測試了傳動(dòng)軸及其周邊零部件振動(dòng)，利用希爾伯特變換確定振動(dòng)優(yōu)先級至輪心，結(jié)合驅(qū)動(dòng)軸的三銷軸式萬向節(jié)和球籠式萬向節(jié)的工作特性，進(jìn)而確定異響為球籠式萬向節(jié)內(nèi)部摩擦力導(dǎo)致。通過更改潤滑油脂的配方，改善萬向節(jié)內(nèi)的潤滑，在實(shí)車上進(jìn)行了有效性驗(yàn)證。結(jié)果表明，通過改善萬向節(jié)內(nèi)部潤滑，可有效解決驅(qū)動(dòng)軸在大扭矩傳遞時(shí)內(nèi)部的異響問題。簡短總結(jié)如下：

(1) 希爾伯特變換可用來識別結(jié)構(gòu)振動(dòng)傳遞的優(yōu)先級和排序。

(2) 零部件之間的低頻撞擊和摩擦?xí)a(chǎn)生高頻的振動(dòng)和噪聲。

(3) 潤滑油脂對球籠式萬向節(jié)內(nèi)部摩擦力有重要影響，合理化配比潤滑油脂是改善內(nèi)部摩擦的一種高效方法。