某純電動商用車起步異響診斷與改進

孔令安, 吳洪亭, 張忠東, 孟國慶, 位 華

(1.中通客車股份有限公司, 山東 聊城 252000; 2.山東省新能源客車安全與節能重點實驗室, 山東 聊城 252000)

車輛在使用過程中的各種異常噪聲已成為消費者購車時的主要關注點之一[1]。某款純電動輕型商用車在可靠性試驗[2]中發現,該車在行駛400 km后,車輛起步階段出現“咯噔咯噔”短暫異響,影響駕乘人員體驗。本文針對該問題進行測試分析,對各測點振動信號進行優先級排序[3-4],從而確定最高級的振動點,并提出相應的解決方案。經試驗驗證,有效解決了該車型出現的起步異響問題。

1 主觀感受

某車試驗時,主觀感受結果如下:車輛起步階段后橋位置發生異響,表現為短暫“咯噔”聲,發生在長時間駐車后前進或倒車起步、前進制動后倒車起步及倒車制動后前進起步工況。前進制動后前進起步、倒車制動后倒車起步時無異響。故懷疑異響與齒輪嚙合面切換相關。

2 問題診斷

本車異響為短暫異響,無法從主觀感受和階次、加速度幅值、振動頻率等客觀數據方面直接確定異響源,因此采用振動傳遞優先級排序的方法確定異響源位置。

2.1 振動傳遞路徑分析基本理論

在異響源排查過程中,需要對各點振動信號的優先級進行排序,從而確定最高級的振動點和傳遞路徑。希爾伯特變換法在確定測點之間的優先級排序上效果較好,因此本文采用此方法來判斷振源和傳遞路徑,在優先級最高的節點或部件上著手改進[5]。

基于2016年的研究成果[5],對于連續時間實信號x(t),其希爾伯特變換H[x(t)]定義為

(1)

對于實信號x(t),經希爾伯特變換后為v(t),則定義解析信號z(t)為

z(t)=x(t)+jv(t)

(2)

對于解析信號z(t),其實部x(t)和虛部v(t)互為希爾伯特變換對:

(3)

(4)

如果設兩個信號之間的傳遞函數為H(ω)=R(ω)+jI(ω),則它可視為一個解析信號,其實部和虛部也應互為希爾伯特變換對:

(5)

(6)

本文在分析中借助解析信號的定義和希爾伯特變換的特點對輸入信號進行因果關系檢查和排序。運用優先級排序法的目的在于判斷兩個測點的信號之間是否存在真實的傳遞關系。

兩個信號x1(t)和x2(t)可構成兩個傳遞函數H12(ω)和H21(ω)[6],其中H12(ω)表示x1(t)到x2(t)的傳遞函數,H21(ω)表示x2(t)到x1(t)的傳遞函數。它們包含實部和虛部,均可看作一個解析信號。假如在某一頻段上H12(ω)的實部和虛部滿足式(6),則證明在此頻段上x1(t)對x2(t)具有線性影響,即信號x1(t)優先級高于信號x2(t),即可理解為信號從x1(t)傳遞至信號x2(t)。

以H[R(ω)]表示傳遞函數實部R(ω)的希爾伯特變換,其計算公式為

(7)

假設H12(ω)為真實傳遞函數,則:

I12(ω)=H[R12(ω)]

(8)

I21(ω)=-H[R21(ω)]

(9)

基于上述理論,可以得到振動優先級排序方法如下:為了能夠快速、直觀地判斷,將公式轉換成圖形,以頻率ω為自變量,將傳遞函數的虛部I(ω)和其實部的希爾伯特變換H[R(ω)]作為因變量顯示在一張圖像上,觀察兩條曲線的變化趨勢和貼合程度,可以快速地檢驗傳遞函數的正確性,判斷出振動傳遞的優先級。變化趨勢一致、貼合度高則說明傳遞方向正確,變化趨勢相反、貼合度差則說明傳遞方向錯誤。

2.2 方法驗證

為驗證該方法的可行性,在一條型鋼上分別布置兩個加速度傳感器,在其中一個傳感器旁邊進行敲擊(如圖1所示),采集并計算兩個測點間的傳遞函數曲線H12(ω)及H21(ω)。采用上述振動優先級排序方法,用式(7)分別計算實部的希爾伯特變換H[R12(ω)]及H[R21(ω)],并與對應的虛部I12(ω)及I21(ω)進行曲線對比,如圖2和圖3所示。

圖2 測點1至測點2傳函變換對比圖

圖3 測點2至測點1傳函變換對比圖

圖2中兩條曲線趨勢相同,說明傳遞方向正確,圖3中兩條曲線趨勢相反,說明傳遞方向錯誤。依據振動優先級排序方法理論可判定振動由測點1傳至測點2,與圖1測試情況的理論判斷一致,說明該方法有效。在實際測量中,由于隨機信號的干擾,兩條曲線不可能完全重合或相反,只需趨勢大致相同或相反即可。

2.3 實際問題的測試與計算

該車采用的是電機橫置、直連減速器的布置方式,傳動系統相對簡單。基于該問題現象關注重點放在減速器與輪端兩處位置,主觀上無法分辨異響源位置。基于LMS測試系統[7],采集后輪附近和變速器上的振動數據,通過對數據特征進行分析找出異響問題發生的具體位置。

主要測點定為:輪心、主減速器、電機。取右側輪心、主減速器和電機3個測點之間的傳遞函數H(ω),用式(7)分別求得各H(ω)實部的希爾伯特變換H[R(ω)]并與對應的虛部I(ω)進行曲線趨勢對比,結果如圖4～9所示。圖4中兩條曲線趨勢大致相反,圖5中兩條曲線趨勢大致相同,可判斷振動傳遞優先級排序為輪心位置高于電機位置。同理,可以判斷振動優先級排序為輪心位置高于主減速器位置,主減速器高于電機位置。綜上,在優先級排序中,輪心位置的振動優先級最高。

圖4 電機至輪心傳函變換對比圖

圖5 輪心至電機傳函變換對比圖

圖6 主減速器至輪心傳函變換對比圖

圖7 輪心至主減速器傳函變換對比圖

圖8 電機至主減速器傳函變換對比圖

圖9 主減速器至電機傳函變換對比圖

2.4 結構診斷

考慮到輪心區域主要為半軸端與輪轂軸配合,因此以半軸和輪轂軸的配合位置作為結構對象進一步分析。由于半軸與輪轂軸間是靠花鍵傳遞扭矩,花鍵配合必然存在間隙[8-9],車輛前進和后退時切換嚙合齒面,半軸與輪轂軸間必然存在小范圍的相對轉動。

本車輪端半軸與輪轂軸連接結構如圖10所示。由于緊固螺栓的軸向拉力,會造成半軸與輪轂軸存在軸肩位置的直接接觸面及墊片與輪轂軸間的間接接觸面,這兩處位置存在較大靜摩擦力,輪轂軸與半軸間無相對轉動。這與花鍵連接結構存在的齒輪間隙存在矛盾。因此,該半軸與輪轂軸緊固方式存在設計缺陷是造成該異響的直接原因。松動圖10中緊固螺栓,使墊片與輪轂軸間出現間隙(摩擦力為0),進行車輛起步試驗,發現該異響消失,確認該異響問題確為此設計缺陷造成。

圖10 半軸與輪轂軸連接結構示意圖

因此推測該起步異響起因如下:當驅動扭矩大于最大靜摩擦力矩時,半軸與輪轂軸發生相對轉動,可能是齒輪嚙合面相互敲擊產生異響,也可能是摩擦面應力釋放造成異響。為確定異響發生的具體原因,對輪端結構進行拆卸排查。

2.5 問題診斷

將問題車輛輪轂軸及半軸進行拆卸發現:圖10中的花鍵嚙合位置無碰撞痕跡;圖10中的墊片與輪轂軸接觸側表面存在劃痕。基于此可判定該異響是由于半軸與輪轂軸發生相對轉動時,摩擦面的應力釋放造成。

3 改進方案及效果

綜上,制定了3個改進方案,可任選其一。

1) 方案一:在半軸與輪轂軸間摩擦面(圖10中的接觸面1)加高分子耐磨墊片,使車輛起步時允許半軸與輪轂軸間有小范圍的相對轉動。

2) 方案二:螺栓拉緊墊片增加限位凸臺,保證墊片與輪轂軸原接觸面留有0.5 mm間隙用于相對運動,如圖11所示。

圖11 輪端固定螺栓墊片優化結構

3) 方案三:延長半軸花鍵段長度,將原螺栓固定改為防松螺母[10]固定,如圖12所示。螺母緊固后,敲擊螺母翻邊使其變形后卡入半軸卡槽以起到防松效果。

圖12 改進方案三示意圖

將上述3個方案進行實車驗證,3個方案均可解決問題。其中方案一耐久性欠佳,200 km后問題復現,拆車檢查發現墊片磨損嚴重;方案二中螺栓緊固墊片與輪轂軸間存有間隙,導致螺栓有脫落風險,經評審后放棄;方案三雖然需要更改半軸結構,但是耐久性及安全性均可滿足需求。故最終確定采用方案三處理該問題。

4 結束語

針對某輕型商用車起步異響的問題,本文對該噪聲產生的原因進行了排查、分析,基于LMS Test.Lab及西門子數據采集前端對起步過程中的車內噪聲及傳動系統振動進行測試和分析,確定了異響源,通過設計連接件,優化裝配結構,解決了該問題。