基于完全析因實驗的后橋異響故障診斷分析

郭凱，馬友政，陳忠敏，夏立峰，趙應強，孫偉元

(四川建安工業有限責任公司，四川雅安 625100)

0 引言

隨著消費者對汽車舒適性要求的不斷提高，NVH性能在汽車競爭力指標中的比重越來越大[1]。其中前置后驅布置的車型技術成熟，動力性好，廣泛應用于MPV、SUV、皮卡等多種高性能車，但由于這種布置傳動路徑長，由發動機、變速箱、傳動軸、驅動橋等多個回轉部件產生耦合振動，極易導致整車NVH性能下降[2]。

針對后橋的NVH性能，國內外學者進行了廣泛而深入的研究，研究成果清晰地表明，后橋NVH問題是系統性的動力學問題，往往涉及整個傳動系統，如動力源、傳動軸、軸承、潤滑、阻力矩等[3-4]，同時對后橋問題的分析還要充分考慮實際應用場景的影響[5-6]。但是企業遇到實際的噪聲問題時，往往習慣性地首先聚焦于單一零部件故障。

本文作者提出一種全新的異響故障分析思路，從系統角度研究整車異響問題，考慮多重因素耦合作用，并給出各個因素對異響的貢獻量，指導工作資源的分配，最終制定經濟高效的整改措施，徹底解決異響問題。

1 分析思路介紹

一般分析噪聲問題主要應用動力學系統建模研究、CAE分析、噪聲測試等NVH方法，其優點是技術成熟,幾乎可以分析各個層次各個領域的問題，但是其缺點是對技術人員的理論水平、技術水平、項目經驗要求高，對軟件、設備的投入大，工作時間需求大，不利于迅速圍堵、解決突發的產品問題。

文中提出解決異響問題的新思路，結合主觀評價方法和統計學方法分析異響故障，降低NVH試驗的工作量和難度，創造高效的可重復的分析流程，迅速分析解決問題，流程如圖1所示。

當異響故障發生時，應當首先準確描述異響現象，鎖定研究對象，如在某種工況下產生難以忍受的噪聲或者振動。并預判故障帶來的影響，判斷問題嚴重性，例如故障會干擾駕駛員駕駛、故障會導致車輛失控等。

圖1 異響問題分析流程

主觀評價能夠最直觀地反應客戶的抱怨，并且具有執行效率高、操作簡單的優點，貫穿異響分析的整個流程。分析異響故障時，首先要進行全面的主觀評價，即在各個工況下對比異響車和無異響車，通過故障再現確認故障發生的條件，記錄故障的嚴重程度，鎖定真正需要關注的故障工況。

根據主觀評價結果選擇故障診斷的研究范圍,如根據剎車踏板抖動推斷ABS故障。在實際應用中，根據主觀評價結果選擇故障研究范圍的參考依據，首先是企業的FEMA和NVH數據庫[7]。

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在確定研究范圍后，根據問題特點設計驗證方案。以客觀試驗、檢測等為主，尋找有信服力的客觀證據，驗證推斷的準確性,如通過動剛度測試判斷懸置隔振能力是否足夠等。如果試驗結果與預期一致，則鎖定故障源；如果試驗結果與預期不符，則在此基礎上修正判斷和試驗方案，重新試驗直至結果與預期一致[8]。

故障源可能不唯一，同時相互之間可能存在影響，單一優化無法解決問題，全部優化成本很高。如電機異常振動受電流諧波(IBGT)、氣隙磁通、定子槽、電極布置等影響，每一個變量的變化又會影響到其他變量，因此電機振動控制可首先考慮調整控制策略。針對這種情況，應對故障源分類，確認哪些因素是獨立作用的，必須獨立徹底解決；哪些故障源是耦合作用的，分析各個因素的貢獻度，以分配工作資源，經濟高效的解決問題。對于耦合因素的分析，有動力學建模貢獻度分析、TPA試驗貢獻度分析、DOE完全析因試驗貢獻度分析等多種方法，可以根據研究深度、工作效率、時間成本等實際需求進行選擇[9]。

最后，設計試驗或檢測方案，調查各因素的故障機制，如尺寸超差、熱處理殘余變形過大、軸承壓裝不到位、橡膠老化、軸承游隙大等。并根據各因素的貢獻度，選擇經濟高效的整改措施解決異響問題。

2 異響后驅動橋的故障診斷分析

為檢驗本異響分析流程的有效性，下面給出一個實際異響問題的解決案例。

2.1 問題描述和異響源頭分析

某車型后驅動橋在行駛過程中存在明顯異響，影響正常駕駛，乘客難以忍受。

取異響車和非異響車，進行3、4、5擋的全油門加速、滑行工況和勻速工況的主觀評價。全車5人滿員，每一工況下，駕駛員不變且評價人員前、后排互換座位多次評價。結果顯示各工況均存在明顯異響，5擋異響最為明顯，異響音色隨轉速變化，轉速升高異響變大，且后排異響大于前排。

根據主觀評價結果，異響屬于回轉部件問題，推斷為傳動系統末端結構造成，首先懷疑后橋異響，存在齒輪故障。

圖2為異響車和無異響車的后排噪聲對比。車內整體噪聲水平一致：由50 km/h全油門加速到120 km/h時各個車的車內總噪聲均在65～75 dB(A)之間，由120 km/h滑行到50 km/h時各個車的車內總噪聲均在70～60 dB(A)之間。車內齒輪噪聲水平一致：加速及滑行工況下各個車在50～120 km/h 車速區間內的車內齒輪噪聲均在40～60 dB(A)之間。數據表明好車、差車的齒輪噪聲水平一致，齒輪噪聲與整體噪聲在全速度段的差值都大于10 dB(A)且噪聲均值差大于14 dB(A)，齒輪噪聲絕對值小于60 dB(A)，性能優異。后橋齒輪明顯不是異響的源頭。

圖2 異響車和無異響車的后橋齒輪噪聲無差異

因為推斷異響在傳動系統末端，是隨轉速變化的回轉部件，又因為回轉部件的噪聲具有明顯的階次特性，因此通過對比異響車和無異響車的聲場繼續分析潛在異響源。

圖3為異響車和無異響車在5擋加速、滑行工況下的聲壓場圖。圖(a)和(b)為異響車的聲壓場圖，框選出的階次為傳動軸階次，有明顯噪聲峰值。圖(c)和(d)為無異響車的聲壓場圖，明顯沒有該階次峰值，且該階次峰值為異響車和無異響車的聲壓場圖的唯一區別。

圖3 異響車和無異響車傳動軸噪聲差異明顯

為量化傳動軸階次的差異，對比異響車和無異響車在80 km/h勻速工況和100 km/h勻速工況下的后橋減速器殼體振動，如圖4所示，得到兩個發現：

(1)異響車傳動軸階次振動劇烈超過0.8g，無異響車小于0.2g；

(2)無異響車與異響車的傳動軸階次振動都具有振動峰值，僅是幅值的差異。

圖4 異響車和無異響車傳動軸階次振動差異明顯

傳動軸階次噪聲符合異響源在傳動系末端的推斷，但是與齒輪故障的推斷無關。傳動軸階次噪聲來自于傳動軸軸系，包含傳動軸、凸緣、后橋主齒軸承等。因此推斷是由傳動軸系部件中的某一個導致異響故障。

為驗證該推斷，對傳動軸、凸緣、后橋主減進行單因子對換試驗，即每組試驗只兌換異響車與無異響車的一個零部件，其他零件狀態不變。僅當單因子兌換無效時，進行雙因子兌換。排查試驗證實，消除此異響可以通過更換后橋主減、主減凸緣、傳動軸中的一個或多個來實現。證實了傳動軸系是本次異響源的推斷。

2.2 原因機制分析

如圖5所示為前置后驅的傳動系統簡圖，傳動系統是由萬向節、軸承等支撐結構組成的多體多自由度動態耦合振動動力學模型。動力學模型的主要參數包括轉動慣量、支撐剛度、扭轉剛度、阻尼及速比參數等[2]。文中傳動系長達1 400 mm，傳動軸與主動齒輪長度比超過5∶1，全系統支撐跨度大，系統轉動慣量、支撐剛度對扭振的影響很大。當系統優化不良、制造過程變差較大時，容易造成傳動軸的軸系的支撐剛度等動力學特性發生較大變化，導致出現異常扭振現象。

圖5 傳動系統簡圖

文中通過更換傳動軸、凸緣、主減都可以消除異響，但沒有一個部件是所有試驗組都被更換的，說明各個因素對異響的貢獻之和達到一定閾值后，異響就會被明顯感知，即異響是各個因素的耦合作用引起的。因此，從系統層面故障愿意進一步分析。

2.3 貢獻度分析

選取嚴重異響車與無異響車作為實驗樣本，其技術狀態見表1，傳動軸改制，直徑發生明顯變化；異響車凸緣止口跳動超差。依據完全析因試驗法，運用雙狀態方差分析，研究傳動軸、凸緣、主減這3個變量因子對異響的影響及貢獻。

表1 異響車和無異響車技術狀態

傳動軸、凸緣、主減3個影響因子分別對應兩個狀態，見表2；設計完全析因實驗組合有8組，見表3。以傳動軸階次噪聲作為輸出變量。

表2 完全析因實驗的3因子2狀態

表3 完全析因實驗設計表

這8組設計的試驗驗證過程中做如下3個假設：(1)假設反復裝配對噪聲水平的影響可以忽略；(2)假設試驗順序對噪聲水平的影響可以忽略；(3)假設其他實驗條件一致，如路況、風速等。測得32組噪聲數據，結果見表4。

表4 輸出變量表 dB(A)

表4中的噪聲幅值分布沒有直觀規律可循，因此必須通過完全析因分析解讀數據中的潛在信息。

以5擋加速工況為例，介紹應用完全析因法分析各因素貢獻度的方法。如圖6所示，各因素的效應分析圖中(主減*凸緣)和(主減*傳動軸)的概率小于0.05，影響效應明顯，其他因素影響效應都不明顯，尤其是單因子因素影響效應不明顯。再通過圖7可知，主減、凸緣、傳動軸的相關系數R2分別為0.073 465、0.011 435、0.038 366，R2遠小于1,進一步說明各因素單獨作用對異響影響很小。這與推斷一致，異響是系統的綜合作用。

圖7 擬合曲線及相關系數

表5 極差、方差分析表

因此，為了解決異響問題需要全面優化各個因素，但是又要根據不同因素的貢獻度合理地分配工作資源。根據極差和方差計算的貢獻度見表5。表中Ki為因素每個水平的加速噪聲的和，極差R為Ki中最大值和最小值的差，極差貢獻度為各個因素的極差與極差和的比；S為離差平方和，ρ為離差平方和貢獻度。極差貢獻度和離差平方和貢獻度在數值上存在差距，但是各因素的權重趨勢一致，能夠非常好地反映各因素的貢獻。

實際應用中采用方差貢獻度，即離差平方和貢獻度，得到各個工況下的貢獻度見表6。平均各工況下的貢獻度為：主減貢獻度71%，凸緣貢獻度17,傳動軸貢獻度12%。

表6 貢獻度分析 %

2.4 檢測分析

確認3個因子都對異響有貢獻后，需要分析每一個因子的改善點以最終解決異響問題，因此選擇8個異響樣件進行拆解檢測。

主減貢獻度占71%，應首先優化，重點整改。如圖5所示，在傳動軸系扭轉系統中，主減主要包含齒輪、軸承兩部分組成。現對齒輪拆解檢測，結果見表7，齒輪的精度、傳遞誤差、齒隙等指標也完全符合要求。齒輪印痕如圖8所示，印痕標準、齒面良好。前述已經說明齒輪階次噪聲良好，綜上所述說明齒輪不是異響源。軸承是主減的潛在異響源。

表7 齒輪檢測

對軸承進行專業機構送檢，結果顯示軸承滾道凸度、滾道角度、內外圈圓度等無問題,但是軸承振動加速度超標，軸承磨損嚴重，見表8。根據國標JBT_10237—2014軸承Z級振動值應小于60 dB，但是異響車的軸承振動為70 dB，嚴重超差；異響車的軸承內圈、外圈滾道、滾子表面粗糙度較差，如圖9所示。綜上所述，異響車的軸承振動異常，導致振動加大、磨損加劇，影響使用，成為主減因素的根本原因。

圖8 齒輪印痕

表8 軸承檢測

圖9 軸承外圈滾道磨損情況

對全部故障件拆解檢驗，結果見表9。其中1#、3#、4#、8#的綜合預緊力超差即軸承預緊力不足，3#、6#、8#的凸緣止口跳動超差，凸緣端面跳動無超差，3#、5#的傳動軸不平衡量超差。

表9 故障件拆解檢測

綜上所述，3個因素綜合作用導致扭振系統振動加劇，從而引發異響：

(1)軸承振動不良，導致磨損加劇，引起預緊力快速下降；

(2)凸緣止口跳動超差；

(3)傳動軸不平衡量過大。

3 改善方案驗證

診斷分析確認了異響故障的具體原因，為消除異響針對每一個問題點逐一采取改善措施。主減貢獻度最大，優先改善軸承性能，由軸承廠商改善軸承振動，較少異常磨損，保證軸承預緊力穩定；凸緣止口跳動由0.18調整至0.16，100%全檢測；由傳動軸廠商嚴控傳動軸不平衡量不大于15 g·cm。故障車3#、6#實施改善方案后異響噪聲得到了徹底改善，如圖10所示，改善前傳動軸階次噪聲幾乎完全貢獻了車內整體噪聲，改善后的傳動軸階次噪聲下降了10 dB(A)，低于60 dB(A)，主觀感受無異響。方案可以徹底解決異響問題，最終固化方案調整工藝，問題關閉。

圖10 改善前后的噪聲對比

4 結論

針對傳動軸階次異響問題，通過道路噪聲試驗、完全析因貢獻度分析、樣件拆解檢查，發現軸承振動量超標、凸緣止口跳動超差、傳動軸不平衡量過大這3個因素共同作用，導致傳動系扭振系統波動過大，造成異響。最終根據成果，優化工藝過程，即由軸承廠商改善軸承振動，較少異常磨損，保證軸承預緊力穩定，凸緣止口跳動由0.18調整至0.16，100%全檢測，由傳動軸廠商嚴控傳動軸不平衡量不大于15 g·cm，是傳動軸階次噪聲降低10 dB(A)，徹底解決異響問題，后期產品未再出現此問題。本文提出了一種新的研究和解決異響問題的方法，從系統的全局角度出發，運用完全析因設計實驗法，進行極差分析、方差分析，得到各部件的異響貢獻度，確認問題根本原因并解決。汽車問題往往伴有系統耦合因素，該方法有助于了解耦合各組件的影響關系，為解決同類問題提供了經驗和思路。