電動汽車全油門加速整車抖動問題試驗(yàn)研究

吳繼輝 張永 楊少華 李運(yùn)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(jié)能、環(huán)保等優(yōu)勢，受到了國內(nèi)主機(jī)廠的特別關(guān)注。但由于電動機(jī)特有的低轉(zhuǎn)速大扭矩的特性，也導(dǎo)致電動汽車出現(xiàn)了眾多新的NVH 問題，比如電機(jī)嘯叫、減速器打齒等。文獻(xiàn)[1]通過在不同車速下的急加速松踏板的聲振試驗(yàn)及分析發(fā)現(xiàn)，主副車架之間的連接懸置在抖動頻段內(nèi)的隔振性能較差，輪胎與主車架之間的偏相干系數(shù)接近1，說明輪胎是產(chǎn)生抖動的主要源頭；文獻(xiàn)[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(yōu)化措施，通過DOE 正交試驗(yàn)優(yōu)化系統(tǒng)參數(shù)，優(yōu)化后有效抑制了方向盤振幅；文獻(xiàn)[3]利用基于模態(tài)的強(qiáng)迫響應(yīng)的理論建立了動力吸振器的二自由度力學(xué)模型，根據(jù)最優(yōu)同調(diào)原理設(shè)計出適合系統(tǒng)的動力吸振器參數(shù)，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(diǎn)關(guān)注傳動系統(tǒng)，對三球銷式萬向節(jié)驅(qū)動軸總成進(jìn)行受力分析及理論推導(dǎo)，得出軸向派生力與半軸當(dāng)量夾角關(guān)系，然后對當(dāng)量夾角進(jìn)行優(yōu)化，最后對優(yōu)化結(jié)果進(jìn)行整車主觀、客觀的評價。

1 三球銷式萬向節(jié)驅(qū)動軸總成簡述

驅(qū)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(jié)、中間軸桿及其他零件組成的傳遞扭矩和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動的機(jī)械部件，是傳動系統(tǒng)中至關(guān)重要的一環(huán)。在整車運(yùn)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(jié)的使用滿足了這項(xiàng)實(shí)際工況的要求。三球銷式萬向節(jié)主要由三柱槽殼、銷軸、三銷架、球環(huán)、滾針及密封裝置組成，如圖1 所示；三球銷式萬向節(jié)屬于軸向滑移型萬向節(jié)，具有同步性好、角位移大、回轉(zhuǎn)靈活、安裝、拆卸方便并能承受重載及沖擊載荷等突出優(yōu)點(diǎn)，所以廣泛地應(yīng)用在轎車行業(yè)。

圖1 三球銷式萬向節(jié)驅(qū)動軸總成圖

2 受力分析

當(dāng)軸向滑移型萬向節(jié)形成活動角傳遞動力時，球環(huán)隨三柱槽殼轉(zhuǎn)動，在滑槽軌道內(nèi)滑進(jìn)和滑出，產(chǎn)生滑動摩擦和滾動摩擦，球環(huán)與滑槽之間的摩擦力是球環(huán)產(chǎn)生軸向竄動力的主要原因。對滑環(huán)與滑槽接觸點(diǎn)進(jìn)行受力分析，以滑環(huán)1 為例，受力分析如圖2 所示。

圖2 球環(huán)1 受力分析

球環(huán)2、球環(huán)3 受力分析同上，滑動摩擦力沿著銷軸軸線方向垂直于驅(qū)動軸，使球環(huán)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(huán)的滑移摩擦力總和。設(shè)球環(huán)1、球環(huán)2、球環(huán)3 產(chǎn)生的軸向力分別為F1、F2、F3；3 個球環(huán)共同產(chǎn)生的軸向力可以表示為：F=F1+F2+F3。

在三球銷式萬向節(jié)轉(zhuǎn)動的過程中，球環(huán)沿著滑槽滑進(jìn)和滑出受力會變化2 次，同時旋轉(zhuǎn)過程中軸向力隨轉(zhuǎn)角變化而變化。同時隨著角度的增大，軸向力增大。當(dāng)當(dāng)量夾角固定時，總的軸向力F 隨轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律，在1 個周期2π 內(nèi)，F(xiàn) 周期性變化3 次，而且，槽殼每轉(zhuǎn)1/3π，軸向力的方向就發(fā)生一次變化[4]。設(shè)電機(jī)轉(zhuǎn)速為N，整車的速比為7.7，則減速器輸出轉(zhuǎn)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(jié)在傳動比為7.7 時，產(chǎn)生0.39 階振動。

3 試驗(yàn)研究

3.1 試驗(yàn)條件

擇市區(qū)環(huán)城路，試驗(yàn)工況模擬問題工況，轉(zhuǎn)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(jī)轉(zhuǎn)速從整車CAN信號中提取，然后對采集的信號進(jìn)行頻率分析。測點(diǎn)位置如表2 所示。

表1 主要參數(shù)

表2 測點(diǎn)位置

3.2 方向盤振動特征分析

全油門工況下，測量方向盤、導(dǎo)軌及懸置主被動端、左右軸頭振動加速度和電機(jī)轉(zhuǎn)速信號，計算得到X、Y、Z 方向colormap 圖。以Y 方向?yàn)槔M(jìn)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(xiàn)為0.39 階，對應(yīng)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(jìn)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(jī)轉(zhuǎn)速2 300～3 000 r/min、4 300 r/min、4 600～5 200 r/min，分別對應(yīng)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(jìn)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(xiàn)明顯的階次特性，結(jié)合受力分析可知，方向盤振動與萬向節(jié)球銷有關(guān)。

3.3 問題分析

NVH 問題解決思路主要有：源頭、傳遞路徑、響應(yīng)。改問題可以從：“半軸-軸頭-懸架系統(tǒng)-車身-方向盤”及“半軸-動總-懸置系統(tǒng)-車身-方向盤”。針對每條路徑進(jìn)行分析如下。

3.3.1 懸架系統(tǒng)隔振情況分析

對左右懸架系統(tǒng)主被動端振動加速度信號進(jìn)行分析，提取問題階次0.39 階振動進(jìn)行對比，由于篇幅的原因，選擇前懸架左側(cè)減振器進(jìn)行研究，具體如圖5 所示。

圖5 前懸架左側(cè)主/被動端0.39 階曲線

可以看出，主動側(cè)0.39 階振動在對應(yīng)的轉(zhuǎn)速段內(nèi)，無明顯峰值，且在整個轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)低于量值小于被動側(cè)，說明懸架系統(tǒng)不是振動的主要傳遞路徑。

3.3.2 動總懸置系統(tǒng)隔振情況分析

對左、右、后懸置主被動端振動加速度信號進(jìn)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(jìn)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(cè)及被動側(cè)振動均有峰值，尤其被動側(cè)Y 向峰值達(dá)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(zhuǎn)速范圍同樣存在峰值，但均小于0.5 m/s2。主動側(cè)Y 向振動峰值達(dá)到10.83 m/s2，振動量級大。針對主動側(cè)振動大問題，完成整車狀態(tài)下動總剛體模態(tài)測試，測試結(jié)果如表3 所示。

表3 整車狀態(tài)動總剛體模態(tài)結(jié)果

在常用轉(zhuǎn)速區(qū)間，電機(jī)轉(zhuǎn)速為1 000～5 600 r/min，0.39 階對應(yīng)的頻率范圍主要為6.5～36.4 Hz；因此主要關(guān)注低頻振動；動力總成剛體模態(tài)一般分布在該區(qū)間內(nèi)，從測試結(jié)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(dǎo)致動總的抖動增加，傳遞的能力變強(qiáng)。

3.3.3 方向盤模態(tài)試驗(yàn)分析

傳遞至車身的振動越大，激勵其附件系統(tǒng)產(chǎn)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(guān)系很大，因此整車狀態(tài)下，進(jìn)行方向盤模態(tài)測試，測試結(jié)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(tài)頻率，與動總傳遞至車身的振動頻率23.75 Hz 和32.05 Hz 產(chǎn)生耦合隔振，導(dǎo)致在全油門加速工況下，方向盤出現(xiàn)嚴(yán)重抖動問題。

圖8 方向盤1 階上下模態(tài)

圖9 方向盤2 階左右模態(tài)

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(yīng)電機(jī)轉(zhuǎn)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(chǎn)生抖動激勵源為半軸產(chǎn)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(tǒng)無關(guān)。傳遞過程中動總剛體模態(tài)加劇了振動，導(dǎo)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(tài)與剛體模態(tài)產(chǎn)生耦合共振，導(dǎo)致在4 300 r/min、4 600～5 200 r/min 轉(zhuǎn)速范圍方向盤共振。

由于電動汽車懸置設(shè)計需要重點(diǎn)考核大扭矩及限位作用，剛度不能過小，否則會產(chǎn)生嚴(yán)重問題，因此降低懸置剛度參數(shù)不現(xiàn)實(shí)。從響應(yīng)角度避頻，提高方向盤模態(tài)頻率空間有限，不能完全避開轉(zhuǎn)速激勵頻率，優(yōu)化成本較高。再結(jié)合工程開發(fā)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(jìn)行優(yōu)化。

4 方案優(yōu)化驗(yàn)證

將驅(qū)動半軸夾角由7°減小到4.1°，然后進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證，試驗(yàn)結(jié)果如圖10 所示?？梢钥闯觯{(diào)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(jī)轉(zhuǎn)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(nèi)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(diào)整半軸安裝角度方向盤振動結(jié)果對比

5 結(jié)論

針對某款電動汽車全油門加速工況下，方向盤抖動問題進(jìn)行試驗(yàn)研究，得出0.39 階振動激勵來源于驅(qū)動半軸。分析傳遞路徑對振動的影響，電機(jī)轉(zhuǎn)速在2 300～3 000 r/min 范圍，激勵與剛體模態(tài)耦合，振動傳遞到車身。電機(jī)轉(zhuǎn)速在300 r/min、4 300～5 200 r/min 范圍，激勵頻率與方向盤模態(tài)耦合導(dǎo)致方向盤模態(tài)共振。對半軸進(jìn)行受力分析和試驗(yàn)驗(yàn)證，結(jié)果表明：不同平衡量半軸方案的整車搭載驗(yàn)證，確認(rèn)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(dǎo)致半軸激勵過大的直接原因。優(yōu)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(dāng)量夾角調(diào)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。