郜可峰，陳佳偉，鄒天鳴

（上海汽車集團(tuán)股份有限公司技術(shù)中心，上海 201804）

引言

目前多數(shù)OEM 廠家對于電動汽車研究開發(fā)的重點是動力總成的集成和控制，對于其振動和噪聲的研究尚未引起重視[1]。然而不同于傳統(tǒng)內(nèi)燃機汽車，新能源汽車在運行時因為不再有內(nèi)燃機的全時工作，發(fā)動機噪音明顯下降。正是由于這樣的“安靜”， 使客戶對車輛傳動系統(tǒng)的噪聲更加敏感。如何辨別真正噪音的存在，找到導(dǎo)致噪音的產(chǎn)生機理，并通過設(shè)計定義或是制造過程控制來消除噪音的影響，開發(fā)出令客戶滿意的新能源車輛產(chǎn)品成為當(dāng)前新能源電動車輛開發(fā)過程中，許多OEM 廠家即將面臨的重要問題。

1 某款純電動汽車NVH 問題現(xiàn)狀

1.1 車輛基本信息

某款型號為EV300 電動汽車是國內(nèi)某知名OEM 開發(fā)的純電動乘用車產(chǎn)品，車輛一上市便受到廣大客戶的追捧，銷量喜人。該款產(chǎn)品的基本信息參數(shù)如下表1。

表1 車輛基本參數(shù)

1.2 車輛動力系統(tǒng)

車輛的基本傳動原理如圖1。從圖中可見，車輛以電動機為動力輸出，通過花鍵軸的連接，將動力輸出到減速裝置，減速裝置為單一速比的兩級減速裝置。之后動力通過差速器總成，經(jīng)由半軸輸出到車輛的驅(qū)動輪，完成動力的輸出。

圖1 車輛的基本傳動原理

1.3 NVH 問題描述

在售后問題的分析抱怨中，發(fā)現(xiàn)抱怨問題最多的類別是NVH 問題。某些客戶提出在個別工況下存在異響。問題的描述為，整車勻速保持車速60-70km/h 范圍，對應(yīng)電機轉(zhuǎn)速3700-4200 rpm，存在“嗚嗚嗚”人耳可識別噪聲，客戶描述嘯叫程度讓人無法接受。為了分析問題的產(chǎn)生機理和類型，須結(jié)合車輛的參數(shù)和傳動機理，通過NVH 試驗測試，對問題進(jìn)行展開分析。

2 問題分析

2.1 階次分析方法

在純電車型上由于驅(qū)動電機取代了發(fā)動機，故將電機轉(zhuǎn)速作為傳動主軸振動的基礎(chǔ)頻率[2]。而階次代表的是基礎(chǔ)頻率的倍數(shù)。例如，與基礎(chǔ)頻率相當(dāng)?shù)恼駝宇l率被稱為第一階（First Order）；振動頻率對應(yīng)基礎(chǔ)頻率的2 倍的諧振頻率為第二階（Second Order），以此類推[2]。

階次跟蹤分析法主要是采用等角度采樣信號，即同步采樣信號，保證在信號每一周期內(nèi)都保持同樣的采樣點數(shù)。再對角度域穩(wěn)態(tài)信號進(jìn)行FFT（Fast Fourier Transformation），即為快速傅里葉變換則可以得到清晰的圖譜，即階次譜[3]，如圖2：

圖2 階次譜

將階次譜按照轉(zhuǎn)速先后順序堆放在一起，并用顏色深淺表示幅值，即得到了階次的color map，如圖3：

圖3 color map

2.2 固有階次計算

為查明問題發(fā)生的機理，在對問題進(jìn)行試驗分析前，先對傳動系統(tǒng)固有階次計算進(jìn)行計算。車輛的永磁同步電機固有特性為72 階，經(jīng)由內(nèi)外花鍵配合和減速裝置連接，減速器部分是二級減速轉(zhuǎn)置，傳動系統(tǒng)的齒數(shù)和固有階次經(jīng)過計算后如表2 中所列：

表2 減速器裝置固有階次預(yù)分析

通過對問題抱怨車輛在車異響信號和動力源轉(zhuǎn)速的對比性能測試分析，測得異響階次為12.2 階。對照表2 即能很快鎖定異響來源，鎖定問題部件為主減速齒輪副。

2.3 故障零件的階次與分貝值實測分析

為了進(jìn)一步分析確認(rèn)異響產(chǎn)生的原因，將售后故障件驅(qū)動系統(tǒng)#1 和正常驅(qū)動系統(tǒng)#2 進(jìn)行對比，利用HEAD Acoustic 測試系統(tǒng)（中文名稱，海德聲科測試系統(tǒng)）采集NVH 參數(shù)。在工程臺架上將電機轉(zhuǎn)速恒定控制在4000rpm，測試不同扭矩下驅(qū)動系統(tǒng)近場聲壓的分貝值（圖4 左）和電機后軸承座振動加速度（圖4 右），進(jìn)行對比測試試驗。試驗數(shù)據(jù)見表3：

圖4 左：環(huán)境噪聲的測量；右：振動加速度的測量

表3 不同扭矩下近場聲壓級和軸承座Y 向振動加速度測量

針對試驗數(shù)據(jù)的分析，受文章篇幅限制，本文只列舉電機在扭矩60Nm、轉(zhuǎn)速4000rpm 工況下的NVH 數(shù)據(jù)圖譜對比：

圖5 近場噪聲時域分析

對比噪聲分貝值時域圖譜（如圖5），可以看到#1 系統(tǒng)在813 Hz（對應(yīng)12.2 階）下的分貝值明顯高于#2 系統(tǒng)。通過FFT 將其轉(zhuǎn)換為頻域后（如圖6），發(fā)現(xiàn)813 Hz 對應(yīng)階次為12.2 階，差值近18 dB。

圖6 近場噪聲頻域分析

在相同扭矩和轉(zhuǎn)速工況下，對電機后軸承座Y 向振動加速度測試對比，也發(fā)現(xiàn)#1 系統(tǒng)在12.2 階下的振動加速度值也高于#2 系統(tǒng)約6.2 個dB。圖7 和圖8 分別為振動加速度時域與頻域圖譜。

圖7 后軸承座Y 向振動加速度時域?qū)Ρ?

進(jìn)一步分析發(fā)現(xiàn)，#1 和#2 驅(qū)動系統(tǒng)在1600 Hz 和3500 Hz 附近，都存在較高的振動加速度值，但顧客卻未產(chǎn)生相關(guān)抱怨，說明客戶對振動加速度的差異感知并不敏感。相較而言驅(qū)動系統(tǒng)的近場聲壓級對客戶的主觀感知影響更加顯著。

圖8 后軸承座Y 向振動加速度試頻域?qū)Ρ?

綜合測試分析來看，兩臺減速箱測試音頻回放都存在12.2 階嘯叫，因扭矩不同導(dǎo)致嘯叫聲壓級大小存在差異。轉(zhuǎn)速為4000rpm 下，從測試數(shù)據(jù)看，扭矩為40Nm、60Nm、80Nm和100Nm 時，近場聲音12.2 階在#2 系統(tǒng)上的體現(xiàn)明顯比#1系統(tǒng)小，在振動加速度上的相同的階次下，也存在一定的差異，但不是客戶抱怨的重點。

3 解決方案

通過分析后，可以將問題鎖定為12.2 階次主減速齒輪副嘯叫。根據(jù)系統(tǒng)的傳動原理圖1，對#1 與#2 驅(qū)動系統(tǒng)的主減速主從動齒輪的齒形齒相相關(guān)參數(shù)進(jìn)行測量，發(fā)現(xiàn)了主減速從動齒輪存在一定的差異。測量結(jié)果如下，見圖9 和圖10。

圖9 #1 系統(tǒng)主減從動齒輪的測量結(jié)果

對比測量結(jié)果看出，#1 系統(tǒng)的主減從動齒輪fHβ（齒向螺旋角誤差）和Cβ（齒向鼓形量偏差）兩個參數(shù)的實測值接近甚至超出設(shè)計的公差上限。

對齒輪傳動的該參數(shù)進(jìn)行CAE 分析，

如圖11 左右圖，左圖為#1 件齒輪模型的應(yīng)力分布，右圖為#2 件齒輪模型的應(yīng)力分布，可見該兩項參數(shù)差異對傳動應(yīng)力分布的影響。較高應(yīng)力區(qū)域分布相對中心的偏移進(jìn)而影響零件的NVH 特性差。

圖10 #2 系統(tǒng)主減從動齒輪的測量結(jié)果

圖11 齒輪CAE 模型的應(yīng)力分布

考慮齒輪相關(guān)的設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)與和制造可行性，將fHβ（齒向螺旋角誤差）公差帶由±9μ 適當(dāng)收緊至±7μ；將Cβ（齒向鼓形量偏差）公差帶由原來的3-9μ 調(diào)整到3-7μ。進(jìn)行相關(guān)的控制改進(jìn)后，抽取改進(jìn)后零件進(jìn)行測試，NVH 特性達(dá)到了#2 驅(qū)動系統(tǒng)的相近水平，NVH 問題得到了徹底解決。限于文章篇幅，此處不再展開。

4 結(jié)論

結(jié)合實際的純電動車輛NVH 案例，通過對車輛信號采集階次分析的方法，初步鎖定問題的源頭。再通過近聲場聲壓級和振動加速度的對比測試與階次分析手段，將問題的根本原因鎖定在傳動系統(tǒng)的主減速齒輪系統(tǒng)。進(jìn)一步測量齒形齒相相關(guān)參數(shù)后，查明齒輪加工參數(shù)對問題噪音的影響，并采取了生產(chǎn)制造和設(shè)計優(yōu)化的方式，解決了問題。該問題的解決不僅大大提升了產(chǎn)品的客戶滿意度和產(chǎn)品美譽度，問題的分析和解決方法為其他產(chǎn)品同類問題的分析和解決也提供了很好的借鑒作用。