吳繼輝 張永 楊少華 李運志
(合眾新能源汽車有限公司汽車工程研究院)
電動汽車由于效率高、污染小、噪聲低,具有節能、環保等優勢,受到了國內主機廠的特別關注。但由于電動機特有的低轉速大扭矩的特性,也導致電動汽車出現了眾多新的NVH 問題,比如電機嘯叫、減速器打齒等。文獻[1]通過在不同車速下的急加速松踏板的聲振試驗及分析發現,主副車架之間的連接懸置在抖動頻段內的隔振性能較差,輪胎與主車架之間的偏相干系數接近1,說明輪胎是產生抖動的主要源頭;文獻[2]建立車輛多體仿真模型,分析方向盤擺振的影響因素及優化措施,通過DOE 正交試驗優化系統參數,優化后有效抑制了方向盤振幅;文獻[3]利用基于模態的強迫響應的理論建立了動力吸振器的二自由度力學模型,根據最優同調原理設計出適合系統的動力吸振器參數,利用其吸振功能,成功將方向盤振動加速度振幅降低,振動情況得到改善。文章針對電動汽車在全油門加速時整車抖動開展研究,重點關注傳動系統,對三球銷式萬向節驅動軸總成進行受力分析及理論推導,得出軸向派生力與半軸當量夾角關系,然后對當量夾角進行優化,最后對優化結果進行整車主觀、客觀的評價。
驅動軸是指一種裝在變速器與車輪之間,由2 個或多個等速萬向節、中間軸桿及其他零件組成的傳遞扭矩和旋轉運動的機械部件,是傳動系統中至關重要的一環。在整車運動過程中,車輪受到來自路面的激勵會不斷跳動,造成減速器和輪胎之間的距離和角度不斷變化,萬向節的使用滿足了這項實際工況的要求。三球銷式萬向節主要由三柱槽殼、銷軸、三銷架、球環、滾針及密封裝置組成,如圖1 所示;三球銷式萬向節屬于軸向滑移型萬向節,具有同步性好、角位移大、回轉靈活、安裝、拆卸方便并能承受重載及沖擊載荷等突出優點,所以廣泛地應用在轎車行業。

圖1 三球銷式萬向節驅動軸總成圖
當軸向滑移型萬向節形成活動角傳遞動力時,球環隨三柱槽殼轉動,在滑槽軌道內滑進和滑出,產生滑動摩擦和滾動摩擦,球環與滑槽之間的摩擦力是球環產生軸向竄動力的主要原因。對滑環與滑槽接觸點進行受力分析,以滑環1 為例,受力分析如圖2 所示。

圖2 球環1 受力分析
球環2、球環3 受力分析同上,滑動摩擦力沿著銷軸軸線方向垂直于驅動軸,使球環沿著銷軸做軸向滑動;滾動摩擦垂直于銷軸,合力滑移摩擦力沿著滑槽的軸線方向,總的力為3 個球環的滑移摩擦力總和。設球環1、球環2、球環3 產生的軸向力分別為F1、F2、F3;3 個球環共同產生的軸向力可以表示為:F=F1+F2+F3。
在三球銷式萬向節轉動的過程中,球環沿著滑槽滑進和滑出受力會變化2 次,同時旋轉過程中軸向力隨轉角變化而變化。同時隨著角度的增大,軸向力增大。當當量夾角固定時,總的軸向力F 隨轉角的變化規律,在1 個周期2π 內,F 周期性變化3 次,而且,槽殼每轉1/3π,軸向力的方向就發生一次變化[4]。設電機轉速為N,整車的速比為7.7,則減速器輸出轉速N減=N/7.7,半軸輸出階次O階=3N減/N。通過計算可得出,三球銷式萬向節在傳動比為7.7 時,產生0.39 階振動。
擇市區環城路,試驗工況模擬問題工況,轉速從0開始全油門加速至5 500 r/min,整車信息如表1 所示。使用LMS Test Lab 軟件記錄動總懸置主被動端、方向盤位置X、Y、Z 三向加速度信號,電機轉速從整車CAN信號中提取,然后對采集的信號進行頻率分析。測點位置如表2 所示。

表1 主要參數

表2 測點位置
全油門工況下,測量方向盤、導軌及懸置主被動端、左右軸頭振動加速度和電機轉速信號,計算得到X、Y、Z 方向colormap 圖。以Y 方向為例進行說明,如圖3 所示。

圖3 全油門工況方向盤Y 向振動
由圖3 可知,方向盤振動問題主要表現為0.39 階,對應方向盤抖動頻率主要集中在16~25 Hz 和28 Hz及30~34 Hz。對信號進行階次切片分析,得到方向盤X、Y、Z 三個方向振動情況如圖4 所示。電機轉速2 300~3 000 r/min、4 300 r/min、4 600~5 200 r/min,分別對應頻率16~25 Hz、28 Hz 及30~34 Hz,方向盤抖動較大。對方向盤振動信號進行階次切片處理,得到X、Y、Z 三個方向加速過程的階次曲線,如圖4 所示。

圖4 全油門工況方向盤三向0.39 階振動
由以上的分析可以看出,方向盤抖動呈現明顯的階次特性,結合受力分析可知,方向盤振動與萬向節球銷有關。
NVH 問題解決思路主要有:源頭、傳遞路徑、響應。改問題可以從:“半軸-軸頭-懸架系統-車身-方向盤”及“半軸-動總-懸置系統-車身-方向盤”。針對每條路徑進行分析如下。
3.3.1 懸架系統隔振情況分析
對左右懸架系統主被動端振動加速度信號進行分析,提取問題階次0.39 階振動進行對比,由于篇幅的原因,選擇前懸架左側減振器進行研究,具體如圖5 所示。

圖5 前懸架左側主/被動端0.39 階曲線
可以看出,主動側0.39 階振動在對應的轉速段內,無明顯峰值,且在整個轉速范圍內低于量值小于被動側,說明懸架系統不是振動的主要傳遞路徑。
3.3.2 動總懸置系統隔振情況分析
對左、右、后懸置主被動端振動加速度信號進行分析,提取問題階次0.39 階振動曲線,由于篇幅的限制,選擇后懸置作為分析對象進行研究,具體如圖6、圖7所示。

圖6 后懸置主動端振動0.39 階曲線

圖7 后懸置被動端振動0.39 階曲線
從圖6、圖7 可知,2 300~3 000 r/min 下,動總左、右、后懸置主動側及被動側振動均有峰值,尤其被動側Y 向峰值達到1.25 m/s2,說明Y 向振動是主要振動且由動力總成左右擺動傳遞到車身所致。在4 300 r/min、4 600~5 200 r/min 轉速范圍同樣存在峰值,但均小于0.5 m/s2。主動側Y 向振動峰值達到10.83 m/s2,振動量級大。針對主動側振動大問題,完成整車狀態下動總剛體模態測試,測試結果如表3 所示。

表3 整車狀態動總剛體模態結果
在常用轉速區間,電機轉速為1 000~5 600 r/min,0.39 階對應的頻率范圍主要為6.5~36.4 Hz;因此主要關注低頻振動;動力總成剛體模態一般分布在該區間內,從測試結果來看:存在15.49 Hz、16.41 Hz、23.75 Hz和32.05 Hz 與抖動頻率相近,導致動總的抖動增加,傳遞的能力變強。
3.3.3 方向盤模態試驗分析
傳遞至車身的振動越大,激勵其附件系統產生NVH 問題的概率就越大。在盤抖動與傳遞至車身的振動頻率關系很大,因此整車狀態下,進行方向盤模態測試,測試結果如圖8、圖9 所示,可以看出,方向盤存在25.40 Hz、31.15 Hz 模態頻率,與動總傳遞至車身的振動頻率23.75 Hz 和32.05 Hz 產生耦合隔振,導致在全油門加速工況下,方向盤出現嚴重抖動問題。

圖8 方向盤1 階上下模態

圖9 方向盤2 階左右模態
通過以上分析得出:1)整車全油門加速工況時,方向盤異常抖動,對應電機轉速2 300~3 000 r/min、4 300 r/min、4 600~5 200 r/min,頻率為16~25 Hz、28 Hz及30~34 Hz;2)產生抖動激勵源為半軸產生的0.39 階次振動;3)振動傳遞主要路徑為半軸、動總、車身、方向盤,與懸架系統無關。傳遞過程中動總剛體模態加劇了振動,導致傳遞至車身振動增加,2 300~3 000 r/min 振動明顯;4)方向盤模態與剛體模態產生耦合共振,導致在4 300 r/min、4 600~5 200 r/min 轉速范圍方向盤共振。
由于電動汽車懸置設計需要重點考核大扭矩及限位作用,剛度不能過小,否則會產生嚴重問題,因此降低懸置剛度參數不現實。從響應角度避頻,提高方向盤模態頻率空間有限,不能完全避開轉速激勵頻率,優化成本較高。再結合工程開發要求,主要考慮低成本、高效率快速解決問題為主,因此建議從半軸安裝角度進行優化。
將驅動半軸夾角由7°減小到4.1°,然后進行試驗驗證,試驗結果如圖10 所示。可以看出,調整半軸角度后,車輛全油門加速工況下,整車振動及方向盤振動均明顯下降,X 方向從3.51 m/s2降至1.38 m/s2,降低60.68%;Y 方向從3.71 m/s2降至1.11 m/s2,降低70.08%;Z 方向降低至1.51 m/s2,降低69.37%;電機轉速在2 300~3 000 r/min 時,方向盤抖動改善很大,在可接受范圍內有輕微的抖動;4 300 r/min 時,幾乎感覺不到方向盤抖動;4 600~5 200 r/min 時,幾乎感覺不到方向盤抖動。

圖10 調整半軸安裝角度方向盤振動結果對比
針對某款電動汽車全油門加速工況下,方向盤抖動問題進行試驗研究,得出0.39 階振動激勵來源于驅動半軸。分析傳遞路徑對振動的影響,電機轉速在2 300~3 000 r/min 范圍,激勵與剛體模態耦合,振動傳遞到車身。電機轉速在300 r/min、4 300~5 200 r/min 范圍,激勵頻率與方向盤模態耦合導致方向盤模態共振。對半軸進行受力分析和試驗驗證,結果表明:不同平衡量半軸方案的整車搭載驗證,確認半軸動平衡量對整車振動問題影響不大;半軸布置角度是導致半軸激勵過大的直接原因。優化后整車加速工況下,方向盤振動加速度峰值下降60.68%~70.08%,人員主觀評價得到了極大的改善。提供了一種基于半軸當量夾角調整快速解決工程問題的方案,為電動汽車方向盤異常抖動問題的解決提供參考。