根據(jù)驅(qū)動(dòng)能源傳遞方法典型的傳動(dòng)結(jié)構(gòu)可分為3種：（1）傳統(tǒng)驅(qū)動(dòng)模式；（2）電機(jī)驅(qū)動(dòng)橋集中式驅(qū)動(dòng)模式；（3）輪轂電機(jī)分散驅(qū)動(dòng)模式。傳統(tǒng)驅(qū)動(dòng)模式在一定程度上仍采取傳統(tǒng)內(nèi)燃機(jī)車輛的驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)布置方式，保留原有的變速器、傳動(dòng)軸和驅(qū)動(dòng)橋等結(jié)構(gòu)，僅將電機(jī)替換了原有的內(nèi)燃機(jī)，屬于改造型電動(dòng)車[1]。其傳動(dòng)效率較低，無法充分發(fā)揮驅(qū)動(dòng)電機(jī)性能。在輪轂電機(jī)分散驅(qū)動(dòng)模式中電機(jī)直接裝在車輪里，結(jié)構(gòu)緊湊，傳動(dòng)效率高，但成本較高、控制難度較大。本次研究的輕客所搭載的電驅(qū)動(dòng)后橋?qū)儆陔姍C(jī)驅(qū)動(dòng)橋集中式驅(qū)動(dòng)模式，其成本較低，具有較高的傳動(dòng)效率，且便于維修。

隨著發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲掩蔽效應(yīng)消失，以及受新增電驅(qū)系統(tǒng)的高頻噪聲的影響，電動(dòng)汽車的噪聲、振動(dòng)與聲振粗糙度(Noise vibration harshness，NVH)性能受電驅(qū)系統(tǒng)噪聲水平影響較大。行業(yè)內(nèi)針對(duì)電機(jī)噪聲[2]和減速器嘯叫[3–5]進(jìn)行了大量研究，但主要集中在單個(gè)部件參數(shù)上，很少對(duì)電驅(qū)總成進(jìn)行系統(tǒng)性研究。本文針對(duì)某電動(dòng)輕客加速時(shí)電機(jī)及減速器嘯叫問題進(jìn)行實(shí)驗(yàn)診斷，對(duì)可能原因進(jìn)行分析，得到引起嘯叫的根本原因，從整車路徑和減速器設(shè)計(jì)及加工方面進(jìn)行優(yōu)化，最終解決該問題。

1 電驅(qū)動(dòng)后橋嘯叫概述

1.1 電驅(qū)動(dòng)后橋結(jié)構(gòu)及相關(guān)參數(shù)介紹

電驅(qū)動(dòng)后橋布置在后排地板下方，電機(jī)輸出軸通過花鍵與減速器一軸連接，經(jīng)過兩級(jí)齒輪減速后，通過后橋驅(qū)動(dòng)后輪傳遞動(dòng)力。減速器為偏置式結(jié)構(gòu)，一軸與電機(jī)轉(zhuǎn)子軸同軸，二軸、差速器軸與轉(zhuǎn)子軸平行。其相關(guān)參數(shù)如表1 所示，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1所示。

表1 電驅(qū)動(dòng)后橋相關(guān)參數(shù)

圖1 電驅(qū)動(dòng)后橋結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖

1.2 問題描述

在中大油門加速工況下，在20 km/h～50 km/h車速區(qū)間車內(nèi)存在明顯中低頻嘯叫，在50 km/h～90 km/h 時(shí)存在高頻嘯叫，主觀不可接受。經(jīng)測(cè)試確認(rèn)，20 km/h～50 km/h 時(shí)嘯叫主要為二級(jí)齒輪（7.11階、14.22 階）和一級(jí)齒輪（26 階）嚙合噪聲，50 km/h～90 km/h 時(shí)主要為一級(jí)齒輪（26 階、52 階）噪聲以及電機(jī)48階噪聲，如圖2所示。

圖2 大油門加速車工況下內(nèi)后排噪聲彩圖

2 實(shí)驗(yàn)分析診斷

2.1 嘯叫分析流程

根據(jù)NVH 問題分析中常用的“源頭-傳遞路徑-響應(yīng)”重要分析理論[6]，本文針對(duì)電驅(qū)動(dòng)后橋嘯叫的影響因子繪制出魚骨圖（詳見圖3），運(yùn)用LMS Test.Lab測(cè)試分析系統(tǒng)對(duì)其逐一分析。

圖3中噪聲源分析是通過試驗(yàn)明確不同車速下嘯叫的主要激勵(lì)源，并確定其關(guān)鍵影響因子；傳遞路徑分析包括整車聲包、氣密性、減振器隔振以及板簧隔振等4 個(gè)方面。下文根據(jù)以上思路進(jìn)行分析和排查。

圖3 嘯叫影響因子魚骨圖

2.2 噪聲源分析

針對(duì)噪聲源激勵(lì)的問題，運(yùn)用LMS Test.Lab軟件對(duì)電驅(qū)橋總成噪聲及振動(dòng)進(jìn)行數(shù)據(jù)采集和分析。整車試驗(yàn)工況為大油門加速電機(jī)轉(zhuǎn)速從1 000 r/min至10 000 r/min，噪聲測(cè)點(diǎn)為電機(jī)近場(chǎng)車頭方向50 cm處，振動(dòng)測(cè)點(diǎn)為減速器殼體底部。其中測(cè)點(diǎn)布置如圖4所示。

圖4 電機(jī)噪聲及減速器振動(dòng)測(cè)點(diǎn)

電機(jī)近場(chǎng)噪聲和減速器殼體振動(dòng)速度曲線測(cè)試結(jié)果如圖5、圖6所示。在不同轉(zhuǎn)速下固定階次的噪聲及振動(dòng)的頻率計(jì)算方法如式（1）所示：

圖5 電機(jī)近場(chǎng)50 cm 48階噪聲曲線

圖6 減速器殼體振動(dòng)速度曲線

式中：f為頻率，r為轉(zhuǎn)速，n為階次。

圖5中電機(jī)近場(chǎng)噪聲曲線顯示大油門加速工況下在6 800 r/min～7 700 r/min存在峰值87 dB(A)，對(duì)應(yīng)頻率為5 440 Hz～6 160 Hz，超出目標(biāo)值。結(jié)合圖2 的車內(nèi)噪聲彩圖可知，車內(nèi)48 階噪聲在7 000 r/min～7 700 r/min 存在峰值，為70 km/h～80 km/h時(shí)高頻嘯叫的主要來源。

電機(jī)結(jié)構(gòu)上影響48階噪聲主要因素有：

（1）齒槽扭矩，即電機(jī)齒數(shù)與槽數(shù)配合帶來的定位力矩；

（2）徑向力波，即定子與轉(zhuǎn)子之間在不同電流工況下的徑向力；

（3）轉(zhuǎn)矩波動(dòng)，即在不同工況下電機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)方向的力的波動(dòng)；

（4）電機(jī)剛度。其影響電機(jī)殼體振動(dòng)幅值及殼體模態(tài)。考慮到該電機(jī)除外殼外均為借用件，在不改變電機(jī)原設(shè)計(jì)方案前提下，從源頭優(yōu)化僅能通過改變電機(jī)殼體材質(zhì)，趨勢(shì)性增加電機(jī)殼體剛度，以降低電機(jī)殼體振動(dòng)，減弱殼體輻射噪聲。

圖6 中減速器殼體一級(jí)減速齒輪26 階、56 階振動(dòng)幅值異常，該齒輪在設(shè)計(jì)或加工上可能存在較大問題。二級(jí)減速齒輪7.11階、14.22階振動(dòng)在部分轉(zhuǎn)速段也超過參考值（0.5 mm/s），需作進(jìn)一步優(yōu)化。

2.3 傳遞路徑分析

2.3.1 空氣輻射路徑

本次研究的輕客車身面積相對(duì)較大，且存在較多孔洞及鈑金縫隙，整車基礎(chǔ)氣密性相對(duì)較差，且電驅(qū)動(dòng)后橋所處的整車后排聲包偏弱。較差氣密性以及較弱聲包導(dǎo)致整車聲衰減較小，特別是針對(duì)中高頻噪聲。提升整車氣密性及加強(qiáng)聲包能有效提升聲衰減，從而實(shí)現(xiàn)降低車內(nèi)嘯叫幅值。

2.3.2 結(jié)構(gòu)傳遞路徑

電驅(qū)動(dòng)后橋主要通過左、右兩側(cè)板簧安裝在車身上，同時(shí)通過減震器與車身縱梁連接。其結(jié)構(gòu)傳遞路徑主要為板簧和減震器。

綜合減震器耐久性及整車舒適性評(píng)估，其襯套邵氏硬度最大允許降低10度，經(jīng)驗(yàn)證若采用該方案車內(nèi)僅14.22階噪聲在3 500 r/min～6 000 r/min可優(yōu)化2 dB(A)。

板簧作為電驅(qū)動(dòng)后橋與車身間的主要減震件，其彈簧鋼以及與車身連接處的橡膠襯套由于受布置空間和耐久性能限制而無法進(jìn)行較大變更。且通過在板簧上加質(zhì)量塊并未取得明顯效果。板簧路徑不作為本次優(yōu)化的主要方向。

2.3.3 模態(tài)測(cè)試分析

借助LMS Test. Lab 測(cè)試分析軟件中Spectral testing模塊，建立電機(jī)、減速器和車橋的電驅(qū)動(dòng)橋?qū)嶒?yàn)?zāi)Ｐ汀楸ＷC模態(tài)振型的可識(shí)別性，整個(gè)模型共計(jì)采用50 個(gè)測(cè)點(diǎn)，采用力錘激勵(lì)形式，用多輸入多輸出法進(jìn)行測(cè)試，并運(yùn)用PolyMax modal analysis 分析模塊計(jì)算2 000 Hz～7 000 Hz范圍內(nèi)的模態(tài)振型。針對(duì)電機(jī)48階噪聲問題，測(cè)試結(jié)果顯示電驅(qū)動(dòng)后橋綜合頻響函數(shù)在5 926 Hz 附近存在峰值，與車內(nèi)噪聲頻率一致。經(jīng)進(jìn)一步分析確認(rèn)，該頻率振型為電機(jī)筒狀殼體沿徑向的外擴(kuò)振型。其中電驅(qū)動(dòng)后橋?qū)嶒?yàn)?zāi)Ｐ蛨D如圖7所示。綜合頻響函數(shù)測(cè)試結(jié)果如圖8所示。5 926 Hz振型結(jié)果如圖9所示。

圖7 電驅(qū)動(dòng)后橋?qū)嶒?yàn)?zāi)Ｐ?/p>

圖8 電驅(qū)動(dòng)橋綜合頻響函數(shù)曲線

圖9 電機(jī)總成外擴(kuò)模態(tài)振型

根據(jù)本章分析結(jié)果可得，在5 926 Hz 電機(jī)總成存在外擴(kuò)模態(tài)，電機(jī)48階噪聲在7 000 r/min～7 700 r/min 偏大原因是48 階激勵(lì)頻率與電機(jī)殼體固有頻率發(fā)生耦合，產(chǎn)生共振，并向外輻射噪聲，最終傳至車內(nèi)。

3 優(yōu)化方案研究

根據(jù)客觀測(cè)試分析可得，電機(jī)嘯叫的根本原因是電機(jī)48 階激勵(lì)頻率與電機(jī)總成的殼體固有頻率發(fā)生耦合，產(chǎn)生共振。減速器嘯叫的根本原因是減速器齒輪設(shè)計(jì)及加工不合理，導(dǎo)致其殼體振動(dòng)超標(biāo)。其次整車聲包及氣密性未達(dá)到理想狀態(tài)，最終導(dǎo)致車內(nèi)電機(jī)及減速器嘯叫明顯。

經(jīng)分析，可從如下途徑進(jìn)行優(yōu)化：

（1）降低減震器橡膠硬度，提升其隔振性；

通過對(duì)白酒生產(chǎn)過程的全面跟蹤、檢查，了解到白酒產(chǎn)品中的塑化劑屬于特定遷移，主要來源于塑料接酒桶、塑料輸酒管、酒泵進(jìn)出乳膠管、封酒缸塑料布、成品酒塑料內(nèi)蓋、成品酒堵料袋包裝、成品酒塑料瓶包裝、成品酒塑料桶包裝等[21-22]，且塑化劑在白酒中的含量隨著時(shí)間的延長(zhǎng)而越來越多。白酒中塑化劑主要有以下幾種：鄰苯二甲酸二異丁酯（DIBP），鄰苯二甲酸正丁酯（DBP），鄰苯二甲酸二（2-乙基）己酯（DEHP）以及微量的鄰苯二甲酸二甲酯（DMP）和鄰苯二甲酸二乙酯（DEP）[23]。

（2）優(yōu)化整車氣密性及聲包，提升其聲衰減；

（3）加強(qiáng)電機(jī)殼體剛度，減弱殼體振動(dòng)；

（4）降低電機(jī)和減速器激勵(lì)。

上述方案中，1 和2 對(duì)噪聲抑制效果有限，無法根本解決問題。3僅對(duì)電機(jī)嘯叫有輕微抑制作用，且會(huì)導(dǎo)致成本增加。4是最直接有效的方案。

3.1 整車路徑優(yōu)化

經(jīng)整車氣密性檢測(cè)，確認(rèn)車身尾部鈑金及側(cè)拉門泄露較大。針對(duì)這兩處泄漏點(diǎn)，在鈑金縫隙增加密封膠封堵，在側(cè)拉門迎賓踏板處增加密封軟墊以及在地板下方增加吸聲棉。具體措施示意圖如圖10所示。

圖10 路徑優(yōu)化示意圖

通過提升整車氣密性及聲學(xué)包，車內(nèi)后排7.11階噪聲在5 000 r/min～7 000 r/min 降低5 dB(A)～10 dB(A)，48 階噪聲在整個(gè)轉(zhuǎn)速段降低3 dB(A)～5 dB(A)，噪聲數(shù)據(jù)如圖11所示。

圖11 空氣路徑優(yōu)化前后車內(nèi)后排噪聲曲線

3.2 減速器加工及裝配工藝優(yōu)化

3.2.1 增大齒輪倒棱角尺寸

圖12 齒輪倒角優(yōu)化前后對(duì)比

3.2.2 齒輪裝配工藝優(yōu)化

將一級(jí)減速被動(dòng)齒輪內(nèi)花鍵與二軸外花鍵由間隙配合改為過盈配合，齒輪和二軸分開加工再壓裝改為壓裝后再磨削，以增加齒輪加工精度。齒輪與軸的結(jié)構(gòu)如圖13所示。

圖13 一級(jí)減速被動(dòng)齒輪與二軸結(jié)構(gòu)示意圖

3.2.3 減速器殼體加工工藝優(yōu)化

將減速器殼體加工由二次裝夾改為一次裝夾，并將殼體加工定位方式由殼體螺紋底孔改為工藝基準(zhǔn)孔，以減小殼體軸承支撐孔位置度偏差。原設(shè)計(jì)殼體加工定位方式為螺紋底孔，且加工中存在二次裝夾，導(dǎo)致定位累計(jì)誤差較大，影響軸承位置度。而軸承座位置度會(huì)影響齒輪中心距、接觸面積及傳遞誤差，導(dǎo)致減速器三根軸的空間位置變化，軸線發(fā)生偏移，齒輪嚙合不均，見圖14。

圖14 減速器軸系發(fā)生偏移示意圖

3.2.4 減速器嘯叫優(yōu)化效果

對(duì)加大齒輪倒角、優(yōu)化減速器殼體加工工藝和齒輪裝配工藝后的樣件進(jìn)行測(cè)試，發(fā)現(xiàn)在大油門加速工況下，車內(nèi)后排7.11 階噪聲在5 500 r/min～6 500 r/min受抑制明顯，測(cè)試結(jié)果如圖15所示。

圖15 減速器加工及裝配工藝優(yōu)化前后車內(nèi)后排噪聲曲線

3.3 齒形優(yōu)化

3.3.1 齒形誤差優(yōu)化

齒形誤差一般是由滾齒機(jī)分度齒輪系統(tǒng)誤差或滾刀振擺造成。為了減小齒形誤差，就要提高滾齒機(jī)分度傳動(dòng)系統(tǒng)精度和滾刀精度，從而提高齒輪的加工精度[7]。原始設(shè)計(jì)中使用普通剛玉系或碳化系砂輪加工齒輪，齒形偏差（齒廓波紋度）ffα較大，影響齒輪嚙合面積及嚙合區(qū)域，從而導(dǎo)致由齒輪嚙合產(chǎn)生的沖擊較大。而砂輪的直徑越大，齒輪精度越容易保證。改用大直徑的金剛滾輪加工齒輪可有效優(yōu)化ffα，控制其在2 μm 以內(nèi)。齒形偏差ffα示意圖如圖16所示，其實(shí)測(cè)結(jié)果如表2所示。

圖16 齒形偏差ffα示意圖

表2 齒形偏差ffα實(shí)測(cè)值/μm

3.3.2 齒輪微觀修形

Xu[8]提出齒輪激勵(lì)力最有效的優(yōu)化方法為修形。修形分為齒形修形和齒向修形。前者是沿齒根到齒頂方向進(jìn)行微量修整，使其偏離理論齒形；后者是沿齒線方向修形，可改善載荷沿齒線的分布。

本次修形方案為調(diào)整二級(jí)減速被動(dòng)齒輪齒形鼓形量Cα和齒形傾斜偏差fHα。齒形修形參數(shù)示意圖如圖17所示，其實(shí)測(cè)結(jié)果如表3所示。

圖17 齒形修形參數(shù)示意圖

表3 齒形修形參數(shù)數(shù)值/μm

3.3.3 減速器嘯叫優(yōu)化效果

經(jīng)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，優(yōu)化ffα以及調(diào)整齒輪微觀參數(shù)Cα和fHα對(duì)抑制減速器階次噪聲均有明顯效果，噪聲數(shù)據(jù)如圖18所示。

圖18 齒形誤差優(yōu)化及齒輪修形前后車內(nèi)后排噪聲曲線

3.4 方案確認(rèn)

針對(duì)大油門加速工況下電機(jī)和減速器嘯叫問題，以車內(nèi)后排右側(cè)外耳噪聲為評(píng)價(jià)指標(biāo)，通過提升整車氣密性及加強(qiáng)聲學(xué)包，抑制電機(jī)嘯叫較明顯，整體評(píng)估可接受，但減速器嘯叫仍偏大。針對(duì)減速器嘯叫問題，在路徑優(yōu)化基礎(chǔ)上，對(duì)減速器加工與裝配工藝以及齒輪齒形進(jìn)行優(yōu)化，經(jīng)驗(yàn)證該方案優(yōu)化效果明顯，整體可接受。

其中在鈑金縫隙處增加密封膠封堵、在側(cè)拉門迎賓踏板處增加密封軟墊、在地板下方增加吸聲棉等路徑優(yōu)化方案和齒輪倒角優(yōu)化、齒輪裝配、減速器加工工藝優(yōu)化等方案以及齒形誤差優(yōu)化、齒輪微觀修形等方案均已工程化。優(yōu)化后，電機(jī)嘯叫主觀評(píng)分由原始狀態(tài)5.5 分提升至6.5 分，減速器嘯叫主觀評(píng)分由5.0 分提升至6.5 分。具體優(yōu)化效果如表4所示。

表4 各方案優(yōu)化效果

4 結(jié)語

本文針對(duì)某電驅(qū)動(dòng)后橋輕客在中大油門加速工況下電機(jī)及減速器嘯叫問題，建立嘯叫關(guān)鍵影響因子魚骨圖，通過實(shí)驗(yàn)對(duì)可能存在原因進(jìn)行診斷分析，從源頭振動(dòng)、路徑傳遞等方向提出了氣密性優(yōu)化、聲學(xué)包加強(qiáng)、齒輪加工及裝配工藝優(yōu)化、齒輪修形等可工程化的組合方案，徹底解決了電驅(qū)動(dòng)橋工作所引起的整車嘯叫問題，對(duì)此類車型NVH優(yōu)化具有重要的借鑒和參考意義。

審核編輯 ：李倩