金文輝，鄧 欣，段龍楊，鐘秤平

(1.江鈴汽車股份有限公司，南昌330001； 2.江西省汽車噪聲與振動(dòng)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，南昌330001）

近年來(lái)，受我國(guó)政府對(duì)新能源車型的政策導(dǎo)向、日益嚴(yán)格的環(huán)境排放標(biāo)準(zhǔn)和油耗負(fù)積分等因素驅(qū)動(dòng)，主機(jī)廠大力發(fā)展三電系統(tǒng)，汽車純電化已經(jīng)成為未來(lái)汽車的主要發(fā)展趨勢(shì)。電驅(qū)、電池和電控等技術(shù)飛速發(fā)展，很多商用車型也在走純電發(fā)展道路。電驅(qū)橋作為電機(jī)、減速器及驅(qū)動(dòng)橋高度集成的產(chǎn)品，在純電動(dòng)商用車型中得到廣泛應(yīng)用。

電驅(qū)橋按結(jié)構(gòu)分類可分為后置后驅(qū)半軸輸出電驅(qū)橋、中央驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)電驅(qū)橋、同軸/平行軸電驅(qū)橋[1]、輪邊電驅(qū)橋和輪轂電驅(qū)橋5種。其中中央驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)電驅(qū)橋替代原車發(fā)動(dòng)機(jī)和變速器，它的開發(fā)難度較小且制造成本也低，但系統(tǒng)效率偏低，動(dòng)力電池布置難度大，整車噪聲、振動(dòng)與聲振粗糙度(Noise，Vibration和Harshness，NVH)效果一般。同軸電驅(qū)橋與平行軸電驅(qū)橋兩種結(jié)構(gòu)類似，都是由電機(jī)與傳統(tǒng)驅(qū)動(dòng)橋集成，電機(jī)經(jīng)減速器增扭后直接驅(qū)動(dòng)車輪，主要差異在于同軸橋的電機(jī)軸與減速器輸出軸同軸，而平行軸電驅(qū)橋的電機(jī)軸與減速器輸出軸平行。同軸/平行軸電驅(qū)橋沒有傳動(dòng)軸、懸置等零部件，重量小，裝車成本低，傳動(dòng)效率高，占用空間小，便于電池包布置。由于沒有懸置，驅(qū)動(dòng)電機(jī)及減速器直接裝配在驅(qū)動(dòng)橋上，通過板簧和減震器與車身或車架連接，且沒有傳統(tǒng)發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲的掩蔽，同軸/平行軸電驅(qū)橋的NVH性能比較差。

Moan噪聲也是轟鳴的一種描述方式，出現(xiàn)的工況以中高車速為主，傳統(tǒng)車型和新能源車型都可能存在。傳統(tǒng)車上的Moan問題主要出現(xiàn)在傳動(dòng)系統(tǒng)、進(jìn)排氣系統(tǒng)和制動(dòng)系統(tǒng)上，張強(qiáng)等[2]針對(duì)某前置后驅(qū)轎車在高速工況下車內(nèi)轟鳴問題，從激勵(lì)源、傳播途徑和響應(yīng)進(jìn)行系統(tǒng)影響因子分析，研究了變速箱標(biāo)定、排氣系統(tǒng)、傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)不平衡和車身系統(tǒng)對(duì)Moan 的影響，制定了有效可行的優(yōu)化方案，使得Moan降低了8 dB(A)；孫佳等[3]對(duì)進(jìn)氣系統(tǒng)引起的轟鳴進(jìn)行研究，通過優(yōu)化系統(tǒng)壓力波動(dòng)和增加赫姆霍茲諧振腔降低激勵(lì)源，有效降低車內(nèi)轟鳴；常慶斌等[4]發(fā)現(xiàn)制動(dòng)引起的Moan 的重要影響因子是制動(dòng)卡鉗，并在設(shè)計(jì)過程中考慮改善摩擦片偏磨這個(gè)主要原因，重新設(shè)計(jì)制動(dòng)卡鉗，消除制動(dòng)引起的Moan噪聲。

本文針對(duì)某平行軸電驅(qū)橋輕客車型在加速到60 km/h至100 km/h工況時(shí)車內(nèi)存在低頻的Moan問題，運(yùn)用“源頭-傳遞路徑-響應(yīng)”[5]分析理論進(jìn)行實(shí)驗(yàn)排查分析，并結(jié)合CAE(Computer Aided Engineering)仿真分析方法，針對(duì)引起Moan的主因提出合理的解決方案，為解決平行軸電驅(qū)橋這類結(jié)構(gòu)低頻的NVH問題提供有力的技術(shù)支持。

1 電驅(qū)橋Moan概述

1.1 電驅(qū)橋相關(guān)參數(shù)介紹

平行軸電驅(qū)橋也稱偏置式電驅(qū)橋，結(jié)構(gòu)如圖1所示。電機(jī)通過花鍵配合與減速器連接，減速器通過齒輪傳動(dòng)將動(dòng)力傳遞橋殼差速器，進(jìn)而驅(qū)動(dòng)車輪，電驅(qū)橋通過板簧和減振器連接在車身上。

圖1 電驅(qū)橋結(jié)構(gòu)布置示意圖

1.2 問題描述

本文中電驅(qū)橋車型加速到60 km/h 至100 km/h車速范圍內(nèi)時(shí)，車內(nèi)后排乘客座椅位置處存在明顯的低頻Moan 噪聲。主觀駕評(píng)為該工況出現(xiàn)時(shí)后排地板存在明顯異常振動(dòng)。通過電機(jī)轉(zhuǎn)速階次分析和噪聲濾波分析，鎖定Moan 噪聲主要以1 階為主階次，且存在2、3階諧頻，如圖2所示。

表1 電驅(qū)橋相關(guān)參數(shù)

圖2 車內(nèi)噪聲Color map頻譜圖

如圖3 所示，對(duì)電驅(qū)橋殼體上振動(dòng)測(cè)點(diǎn)進(jìn)行階次譜分析，可以鎖定車內(nèi)Moan噪聲階次與電驅(qū)橋殼體的振動(dòng)對(duì)應(yīng)，位置在減速器端蓋一軸中心面。

圖3 電驅(qū)橋Z向振動(dòng)Color map頻譜圖

電機(jī)軸激勵(lì)頻率計(jì)算公式如下：

式中：fm代表電機(jī)軸激勵(lì)頻率，nm代表電機(jī)轉(zhuǎn)速，order為1階、2階、3階等等。

結(jié)合圖1、圖2和頻率計(jì)算式（1）進(jìn)行分析，可知Moan 的主階次頻率為100 Hz～165 Hz，2 階諧頻頻率為200 Hz～330 Hz，3 階諧頻頻率為300 Hz～495 Hz。

2 實(shí)驗(yàn)分析診斷

2.1 Moan魚骨圖分析

根據(jù)NVH 問題分析中常用的“源頭-傳遞路徑-響應(yīng)”經(jīng)典分析理論，本文對(duì)產(chǎn)生Moan 的可能原因制定分析魚骨圖，如圖4 所示。運(yùn)用西門子LMS Test.Lab測(cè)試分析系統(tǒng)對(duì)其進(jìn)行分析。

圖4 Moan的影響因子分析魚骨圖

在Moan的影響因子分析魚骨圖中，激勵(lì)源分析主要包含電機(jī)與減速器花鍵配合相位、尺寸鏈裝配公差[6]、電機(jī)軸動(dòng)不平衡、減速器一軸動(dòng)不平衡和電驅(qū)總成模態(tài)分析；傳遞路徑分析主要包括減振器和后板簧兩條路徑；響應(yīng)分析主要包括后地板模態(tài)分析。下文根據(jù)以上思路進(jìn)行逐一分析和排查，本文受篇幅限制，僅對(duì)關(guān)鍵影響因子進(jìn)行詳細(xì)分析。

2.2 源頭分析

2.2.1 電驅(qū)橋尺寸鏈裝配公差及電機(jī)軸、減速器一軸動(dòng)不平衡診斷分析

1 階激勵(lì)主要與電驅(qū)橋裝配狀態(tài)下電機(jī)軸通過花鍵與減速器一軸匹配后的動(dòng)不平衡量相關(guān)[7]。該優(yōu)化分析作了一個(gè)假設(shè)：電機(jī)軸與減速器一軸動(dòng)不平衡量可等效為電驅(qū)橋總成動(dòng)不平衡量。

圖5所示為電機(jī)與減速器尺寸鏈及軸系動(dòng)平衡原始要求，通過手工方法將該電驅(qū)橋系統(tǒng)尺寸鏈公差和軸系動(dòng)不平衡量縮小50 %，實(shí)車試驗(yàn)證明Moan沒有受到明顯抑制，如圖6所示。

圖5 電驅(qū)橋尺寸鏈及軸系動(dòng)不平衡初始要求

圖6 尺寸鏈公差及動(dòng)平衡縮小50%后1階噪聲對(duì)比

2.2.2 電機(jī)與減速器花鍵配合相位影響分析

基于2.2.1 分析結(jié)果并圍繞降低電驅(qū)橋動(dòng)不平衡量這一目標(biāo)，多次調(diào)整電機(jī)軸與減速器一軸花鍵配合相位，如圖7 所示。圖中標(biāo)紅點(diǎn)重合狀態(tài)標(biāo)記為0 相位（主觀駕評(píng)為可接受狀態(tài)），互成180°標(biāo)記為反相位。

圖7 電機(jī)與減速器花鍵配合相位

由圖8、圖9 分析可得，通過調(diào)整電機(jī)與減速器花鍵配合相位，可將Moan 噪聲抑制到可接受狀態(tài)。對(duì)比反相位狀態(tài)，調(diào)整花鍵配合相位后高轉(zhuǎn)速工況下1階噪聲降低5 dB(A)左右，該測(cè)試分析結(jié)果再一次驗(yàn)證“1階激勵(lì)主要與電驅(qū)橋裝配狀態(tài)下電機(jī)軸通過花鍵與減速器一軸匹配后的殘余動(dòng)不平衡量相關(guān)”這一結(jié)論。

圖8 不同花鍵配合相位對(duì)應(yīng)的車內(nèi)噪聲對(duì)比

圖9 不同花鍵配合相位對(duì)應(yīng)的電驅(qū)橋Z向振動(dòng)對(duì)比

2.2.3 電驅(qū)橋模態(tài)分析

運(yùn)用西門子LMS Test. Lab 測(cè)試分析系統(tǒng)中模態(tài)測(cè)試模塊建立電驅(qū)橋?qū)嶒?yàn)?zāi)Ｐ?。為確保模態(tài)振型的可讀性，實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ蜕瞎灿?0 個(gè)測(cè)點(diǎn)，采用激振器基于多輸入多輸出法對(duì)其進(jìn)行模態(tài)測(cè)試，并運(yùn)用PolyMax Modal Analysis 分析模塊計(jì)算整個(gè)系統(tǒng)在50 Hz～200 Hz 范圍內(nèi)的模態(tài)振型，如表2 和圖10、圖11所示。

圖10 電驅(qū)橋模態(tài)綜合頻響函數(shù)SUM

表2 電驅(qū)橋模態(tài)頻率/Hz

圖11 電驅(qū)橋模態(tài)振型圖

從電驅(qū)橋模態(tài)[8]測(cè)試分析結(jié)果可得，在100 Hz～200 Hz范圍內(nèi)電驅(qū)橋存在3個(gè)模態(tài)，且與Moan的1階激勵(lì)頻率相近，使得電驅(qū)橋在結(jié)構(gòu)上比較靈敏。

2.3 傳遞路徑分析

電驅(qū)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。傳遞路徑主要為減震器和板簧。

2.3.1 路徑1分析：斷開減震器連接

斷開減震器與電驅(qū)橋及車身的連接，通過客觀測(cè)試發(fā)現(xiàn)在65 km/h～70 km/h 范圍車內(nèi)噪聲降低2 dB(A)左右，主觀上無(wú)明顯優(yōu)化，如圖12所示。由此可斷定減震器非主要傳遞路徑。

圖12 斷開減震器連接前后車內(nèi)1階噪聲對(duì)比

2.3.2 路徑2分析：板簧加質(zhì)量

板簧是上車體主要承載結(jié)構(gòu)，采用板簧配重的方法，在左右板簧均勻配重15 kg 質(zhì)量，測(cè)試結(jié)果如圖13所示。1階噪聲在65 km/h～70 km/h左右降低4 dB(A)，80 Km/h以上聲壓級(jí)發(fā)生偏移，可斷定板簧是該問題主要的傳遞路徑。

圖13 板簧加質(zhì)量前后車內(nèi)1階噪聲對(duì)比

2.4 后地板響應(yīng)分析

運(yùn)用CAE仿真分析方法，根據(jù)內(nèi)飾車身Catia模型，在Hypermesh 中建立車身仿真模型[9]，并利用MSC Nastran 后處理模塊分析車身鈑金模態(tài)在100 Hz～180 Hz 之間的主要貢獻(xiàn)量。CAE 分析結(jié)果顯示100 Hz～180 Hz 主要模態(tài)貢獻(xiàn)量為后地板鈑金，均為高階局部模態(tài)，受篇幅限制僅給出后地板145 Hz對(duì)應(yīng)的模態(tài)，見圖14。

圖14 車身后地板145 Hz模態(tài)振型

阻尼片有降低鈑金振動(dòng)靈敏度和改變鈑金局部模態(tài)的優(yōu)點(diǎn)，且受空間影響較小，本文采用在后地板鈑金上貼阻尼的方法來(lái)分析后地板對(duì)Moan的影響，阻尼面積大約1.5 m2，通過實(shí)車測(cè)試發(fā)現(xiàn)車身阻尼僅能降低75 km/h～90 km/h范圍內(nèi)噪聲聲壓級(jí)2 dB(A)～3 dB(A)左右，如圖15所示。

圖15 后地板貼阻尼前后車內(nèi)1階噪聲對(duì)比

本章通過“源頭-傳遞路徑-響應(yīng)”分析，發(fā)現(xiàn)該電驅(qū)橋商用車型高速M(fèi)oan 主要原因是電機(jī)軸通過花鍵與減速器一軸匹配后系統(tǒng)動(dòng)不平衡量偏大，使得電驅(qū)橋1 階激勵(lì)振動(dòng)大，并通過板簧路徑傳遞到車身，產(chǎn)生低頻的轟鳴和低頻的地板振動(dòng)。

3 優(yōu)化方案研究

對(duì)于上述分析結(jié)果，常見的優(yōu)化方案有3種：降低激勵(lì)源振動(dòng)、減小路徑傳遞和降低車身響應(yīng)[10]。文中主要傳遞路徑為板簧，通過降低板簧襯套剛度或提升板簧固有頻率可減少板簧路徑傳遞，但這會(huì)延長(zhǎng)板簧開發(fā)周期，增加開發(fā)費(fèi)用，加大可靠性風(fēng)險(xiǎn)，本文不考慮板簧相關(guān)優(yōu)化。降低車身響應(yīng)的常用方法是在車身地板上貼阻尼片，前文已驗(yàn)證該方案優(yōu)化空間有限，性價(jià)比太低，因此只能通過降低電驅(qū)橋激勵(lì)源振動(dòng)來(lái)抑制高速M(fèi)oan噪聲。

降低電驅(qū)橋激勵(lì)源振動(dòng)方法有兩種：(1)降低電機(jī)軸通過花鍵與減速器一軸匹配后系統(tǒng)動(dòng)不平衡指標(biāo)；(2)減小減速器速比。由于電機(jī)軸和減速器一軸均在電驅(qū)橋內(nèi)部，無(wú)法采用常規(guī)的三點(diǎn)法[11]進(jìn)行動(dòng)不平衡相位測(cè)量，該方法技術(shù)可行性較低；由于動(dòng)不平衡激勵(lì)具有隨轉(zhuǎn)速上升而增大的特性，因此降低減速器速比可以降低相同速度下電機(jī)的轉(zhuǎn)速，達(dá)到降低電驅(qū)橋激勵(lì)的目的，如圖16和圖17所示。

圖16 初始速比工況下電機(jī)轉(zhuǎn)速與車速曲線

從供應(yīng)商現(xiàn)有齒輪系產(chǎn)品中找到一個(gè)齒速比最接近14.1 的減速器齒輪，速比為11.6。對(duì)比圖16 和圖17，將減速器速比由初始14.1減小到11.6后，車速為60 km/h 時(shí)對(duì)應(yīng)電機(jī)轉(zhuǎn)速由6 400 r/min 左右降低到5 400 r/min 左右，車速為100 km/h 時(shí)對(duì)應(yīng)電機(jī)轉(zhuǎn)速由10 600 r/min 降低到9 100 r/min 左右，車速為60 km/h～100 km/h 時(shí)轉(zhuǎn)速降低了1 000 r/min～1 500 r/min。

圖17 小速比工況下電機(jī)轉(zhuǎn)速與車速曲線

切換至小速比后，車內(nèi)1階Moan噪聲聲壓級(jí)降低5 dB(A)～6 dB(A)，主觀駕評(píng)為Moan 可接受，電驅(qū)本體對(duì)應(yīng)振動(dòng)降低30%～50%左右，如圖18、圖19所示。

圖18 速比切換前后車內(nèi)1階噪聲對(duì)比

圖19 速比切換前后電驅(qū)本體1階振動(dòng)對(duì)比

減速器速比變化會(huì)帶來(lái)動(dòng)力經(jīng)濟(jì)性能的變化。如表3所示，減小減速器速比后，滿載狀態(tài)下整車在車速為0～100 km/h時(shí)的加速性能基本沒有影響，但在車速為0～50 km/h 時(shí)低速加速性能惡化了0.5 s，最高車速由109 km/h 提升到111 km/h 后，加速性能整體上沒有明顯變化；但滿載狀態(tài)下的最大爬坡度由30%降低到25%，考慮到常見的標(biāo)準(zhǔn)坡有10%、16.6%和20%，因此25%的爬坡性能也可滿足實(shí)際使用工況。

表3 減速器為不同速比時(shí)的動(dòng)力經(jīng)濟(jì)性對(duì)比

4 結(jié)語(yǔ)

平行軸電驅(qū)橋本身的設(shè)計(jì)及布置方式導(dǎo)致該系統(tǒng)NVH性能較差，因此電驅(qū)橋振動(dòng)控制要求也比一般新能源電驅(qū)橋要高。本文針對(duì)某平行軸電驅(qū)橋輕客車型在加速60 km/h～100 km/h 工況下車內(nèi)存在低頻Moan問題,運(yùn)用“源-路徑-響應(yīng)”分析理論進(jìn)行實(shí)驗(yàn)排查分析，結(jié)合CAE 仿真分析方法，鎖定了引起Moan 的主要原因。并結(jié)合工程實(shí)際提出了成本低、周期短、可行性強(qiáng)的優(yōu)化方案，成功解決由電驅(qū)橋動(dòng)不平衡引起的車內(nèi)NVH問題，對(duì)后續(xù)提前識(shí)別電驅(qū)橋車型NVH風(fēng)險(xiǎn)、提出優(yōu)化方案和積累工程經(jīng)驗(yàn)具有重要意義。