摘 要

某橫置發(fā)動機(jī)前驅(qū)車型在開發(fā)過程中，低檔位全油門加速至發(fā)動機(jī)高轉(zhuǎn)速工況時(shí)松油門瞬間車內(nèi)存在明顯“嗞嗞”異常噪聲，嚴(yán)重影響車內(nèi)聲品質(zhì)。通過電子聽診器診斷主要來自傳動系統(tǒng)，進(jìn)一步通過整車半消室進(jìn)行客觀詳細(xì)測試分析，異常噪聲來源于右驅(qū)動半軸的中間支撐軸承位置。在激勵力或軸承轉(zhuǎn)速產(chǎn)生較大波動的瞬態(tài)工況下，軸承在高速滾動時(shí)，受滾動體徑向游隙的影響，由于油膜破裂導(dǎo)致軸承振蕩敲擊內(nèi)外圈軸承座，進(jìn)而產(chǎn)生敲擊噪聲。本文詳細(xì)闡述了敲擊噪聲的客觀測試方法，并深入分析了軸承滾動體敲擊噪聲的產(chǎn)生機(jī)理，最終通過降低滾動體徑向游隙以及更改中間支架材料的方案降低了軸承振動的幅值，異常敲擊噪聲得以優(yōu)化解決。目前隨著混合動力車型和純電動車型的開發(fā)，基本都采用帶有中間軸承的三段式驅(qū)動軸，且隨著驅(qū)動扭矩不斷增大，Tip in/Tip out等瞬態(tài)工況工作更惡劣，相關(guān)問題成逐年增多的態(tài)勢。此類問題行業(yè)優(yōu)化案例較少，為工程開發(fā)提供了較好的參考依據(jù)。

關(guān)鍵詞：驅(qū)動半軸；異常噪聲；角接觸深溝球軸承；徑向游隙；敲擊噪聲；

作者：溫國慶，張軍，陳贊，胡壽品，李雪松

（吉利汽車研究院（寧波）有限公司，浙江 寧波 315336）

1. 引 言

近些年由于發(fā)動機(jī)功率，扭矩的不斷提升，以及混動及純電驅(qū)動技術(shù)的發(fā)展，輪端驅(qū)動扭矩不斷提升，致使驅(qū)動半軸引起的相關(guān)振動噪聲問題也隨之增多，影響了車輛的乘坐舒適性及車內(nèi)聲音的品質(zhì)感，驅(qū)動半軸相關(guān)的問題逐漸受到行業(yè)的重視。

目前針對傳統(tǒng)系統(tǒng)特別是驅(qū)動半軸相關(guān)的噪聲問題研究也越來越深入，張軍等[1]分析了差速器異響問題的潛在機(jī)理和解決思路，并通過行星軸定位裝配方式和加工工藝的優(yōu)化，準(zhǔn)確有效地消除了該車型差速器的異響。張浩等[2]分析了某純電動轎車急加速驅(qū)動軸異響，識別異響來源于球籠式萬向節(jié)內(nèi)部高速運(yùn)動時(shí)的擠壓摩擦導(dǎo)致，通過改善潤滑油脂的成分比例，提升潤滑油脂的潤滑性能解決了異響問題。張凱，張軍等[3]分析了驅(qū)動半軸與輪轂軸承面在起步?jīng)_擊下黏滑摩擦引起的噪聲問題，并通過表面磷化工藝處理改善摩擦特性解決了異響問題。以上文獻(xiàn)主要針對傳動軸的萬向節(jié)，輪端，齒輪配合等研究較多，針對中間軸軸承相關(guān)的異常振動噪聲問題研究較少。 

本文主要研究在瞬態(tài)激勵工況下，由于驅(qū)動軸中間支撐軸承徑向游隙過大導(dǎo)致的滾動體振蕩敲擊內(nèi)外圈引起的異常噪聲問題，同時(shí)分析噪聲的產(chǎn)生機(jī)理及控制措施。

2.問題描述

2.1 問題工況測試分析

某前驅(qū)轎車急加速過程中，轉(zhuǎn)速上升至4500rpm后，全油門踩下油門踏板或松開油門踏板瞬間，在低檔位發(fā)動機(jī)高轉(zhuǎn)速工況，車內(nèi)出現(xiàn)明顯的“滋滋聲”，車內(nèi)聲音品質(zhì)感較差。通過不同工況驗(yàn)證，發(fā)現(xiàn)只有在高轉(zhuǎn)速下突然松開油門瞬間存在異響噪聲，低轉(zhuǎn)速及持續(xù)加速過程中無此異響問題。

在帶有轉(zhuǎn)轂的整車半消聲室內(nèi)，通過電子聽診器初步排查噪聲主要來自傳動系統(tǒng)，為進(jìn)一步鎖定噪聲源進(jìn)行客觀測試，在車內(nèi)駕駛員耳旁布置麥克風(fēng)，右半軸中間軸承支架位置，左轉(zhuǎn)向節(jié)及右轉(zhuǎn)向節(jié)位置分別布置振動傳感器，振動布置示意如圖1所示。

根據(jù)主觀評價(jià)問題工況，確定客觀測試工況為2檔全油門加速至發(fā)動機(jī)高轉(zhuǎn)后立刻松開油門踏板，進(jìn)行帶檔滑行，采集此過程中各測點(diǎn)的聲音及振動信號。分別測試了不同發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速松油的狀態(tài)，包括2500rpm，3500rpm，4500rpm，5000rpm四個(gè)最高轉(zhuǎn)速，每個(gè)轉(zhuǎn)速進(jìn)行多組測試。由于該問題為瞬態(tài)問題，選擇了其中一組主觀明顯的數(shù)據(jù)進(jìn)行分析。

圖1 振動傳感器布置示意

采集的時(shí)域數(shù)據(jù)如圖2所示，測試過程共分三個(gè)階段，第一階段為全油門加速工程，時(shí)間位于8.5S-10.8S區(qū)間，此過程中隨著發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速上升振動隨之增大，在轉(zhuǎn)速3500-4500rpm區(qū)間，中間支架振動由10g增大至22g，主要是由于發(fā)動機(jī)高轉(zhuǎn)速燃燒噪聲等影星，左右半軸振動小于0.5g，無異常振動點(diǎn)。第二階段為問題發(fā)生階段，即松油門瞬間，時(shí)間位于10.8-11.5S區(qū)間，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速受慣性影響會在高轉(zhuǎn)速維持一段時(shí)間，此區(qū)間內(nèi)發(fā)動機(jī)停止噴油，燃燒激勵變小，但中間軸支架振動確異常增大，幅值達(dá)30g，與車內(nèi)異常噪聲時(shí)刻對應(yīng)，右轉(zhuǎn)向節(jié)振動0.5g增大至1.6g，但明顯小于中間支架振動，初步判斷是支架位置振動通過右半軸傳遞導(dǎo)致。第三階段為降速區(qū)間，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速開始下降，異常振動及聲音消失，隨發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速下降，各測點(diǎn)振動幅值隨之降低。

圖2 各測點(diǎn)振動對比

針對第二階段的聲音濾波回放確認(rèn)異常噪聲的主要問題頻率區(qū)間為200-600Hz，對中間支架振動采用帶通200-600Hz進(jìn)行時(shí)域?yàn)V波，可以看到該異響為明顯的敲擊噪聲，對濾波后的數(shù)據(jù)進(jìn)行希爾伯特變化[11]，如下圖3所示。進(jìn)一步進(jìn)行傅里葉變換，得到的頻譜曲線如圖4所示，敲擊發(fā)生的頻率主要為292Hz，其次為220Hz。初步半段異響源頭位于右半軸中間支架附近存在相對運(yùn)動或配合間隙的軸承或球銷類零件之間振蕩敲擊產(chǎn)生。

圖3 帶通濾波和希爾伯特變

圖4 希爾伯特變換數(shù)據(jù)進(jìn)行FFT分析

2.2 中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案

該車型采用左右等長式等速驅(qū)動軸結(jié)構(gòu)，即右驅(qū)動軸為帶中間軸的兩段式結(jié)構(gòu)，采用此結(jié)構(gòu)的主要原因如下：一是該車型為1.5升缸內(nèi)直噴增壓發(fā)動機(jī)匹配7DCT雙離合變速器，輸出扭矩較高，為了規(guī)避在急加速過程中由于左右半軸扭轉(zhuǎn)剛度不等導(dǎo)致的扭矩轉(zhuǎn)向問題，采用左右等長結(jié)構(gòu)。二是該發(fā)動機(jī)為不帶平衡軸結(jié)構(gòu)，二階往復(fù)慣性力在高轉(zhuǎn)速較大，非等長式半軸結(jié)構(gòu)，右半軸一般長度較長，半軸一階彎曲模態(tài)較低，與發(fā)動機(jī)2階激勵頻率無法實(shí)現(xiàn)避頻，容易引起高轉(zhuǎn)速加速轟鳴問題，采用兩段式結(jié)構(gòu)，縮短每段的長度提高半軸一階彎曲模態(tài)。三是其他空間布置因素的考慮，包括與副車架，轉(zhuǎn)向拉桿等其他零部件的動態(tài)間隙考慮。

中間軸一端與主減速器通過花鍵連接，另一端中間軸與內(nèi)球籠的鐘形殼為一體式結(jié)構(gòu)，通過角接觸型滾動軸承與發(fā)動機(jī)缸體上的中間支架采用過渡配合的方式連接，該位置主要存在兩個(gè)相對運(yùn)動的配合結(jié)構(gòu)。

相對運(yùn)動位置一為右半軸中間軸承位置，中間軸與支架通過滾珠軸承連接，支架通過兩顆螺栓安裝在發(fā)動機(jī)缸體上起支撐作用；軸承采用的是6209型深溝球12滾珠軸承，軸承參數(shù)如表1所示，理論徑向工作游隙72-90um。

相對運(yùn)動位置二為右半軸內(nèi)球籠滑移節(jié)結(jié)構(gòu)。右半軸與三球銷支架過盈配合連接無相對運(yùn)動。三球銷與支架通過滾針軸承連接，三球銷沿球銷支架進(jìn)行圓周轉(zhuǎn)動，三球銷與鐘形殼內(nèi)滑道間隙配合，沿軸線方向滑動運(yùn)行。

具體結(jié)構(gòu)及配合關(guān)系示意如圖5所示。

表1 軸承參數(shù)

圖5 中間軸承位置結(jié)構(gòu)及配合示意圖

3.問題排查

3.1內(nèi)球籠滑移節(jié)分析

針對相對運(yùn)動位置二，制作不同間隙和過盈量樣件進(jìn)行方案驗(yàn)證，特別是對于相對運(yùn)動大的三球銷與鐘形殼內(nèi)滑道間隙進(jìn)行驗(yàn)證。樣件制作方案及驗(yàn)證結(jié)論如表2所示，降低圓周間隙或者更改為過盈配合對異響問題都無改善，初步排除相對運(yùn)動位置二的影響。

表2 球銷與鐘形殼圓周間隙驗(yàn)證

3.2角接觸滾動軸承分析

軸承產(chǎn)生噪聲的主要原因有兩項(xiàng)：一是來自軸承周向的作用力引起的軸承座的彈性變形，軸承座的變形與球一起旋轉(zhuǎn)，在承受來自球方向的接觸負(fù)荷作用下產(chǎn)生彎曲變形，形成對應(yīng)的振動特征，通過零部件或空氣傳播到周圍零件中產(chǎn)生聲波噪聲。另一種是由于徑向載荷的作用，軸承旋轉(zhuǎn)時(shí)，剛度會變化，變化的結(jié)果同樣產(chǎn)生與第一種情況相同的軸承座的相對位移，進(jìn)而產(chǎn)生噪聲[7]。

對于中間軸軸承來說，軸承內(nèi)圈與中間軸過盈連接，中間軸一側(cè)與變速器為花鍵連接，另一側(cè)與三球銷的等速滑移節(jié)連接，軸向受力較小，主要是來自發(fā)動機(jī)及軸旋轉(zhuǎn)過程中的徑向力激勵以及角接觸球軸承的軸向不對中引起的偏擺。

軸承在較大徑向力Fr作用下運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，受內(nèi)外軸承座的彈性變形以及滾動體徑向游隙的影響，一部分軸承參與受力支撐，滾動體與內(nèi)圈或外圈接觸，另一部分滾動體在滾動的同時(shí)未與內(nèi)圈或外圈同時(shí)接觸，接近自由旋轉(zhuǎn)狀態(tài)，且由于軸承內(nèi)外圈變形即滾動體動態(tài)擠壓影響，潤滑油膜局部破裂。在激勵力或軸承轉(zhuǎn)速產(chǎn)生較大波動情況下，例如在急加速過程中突然松開油門踏板，發(fā)動機(jī)激勵和中間軸轉(zhuǎn)速發(fā)生急劇變化，軸承中處于自由狀態(tài)的滾動體在油膜破裂位置敲擊內(nèi)/外軸承座，進(jìn)而產(chǎn)生敲擊噪聲，且徑向游隙越大，滾動體的敲擊噪聲越大。如圖6所示

圖6 軸承振動敲擊原理示意

因此如何選擇合理的徑向游隙對敲擊噪聲影響重大，軸承徑向游隙主要影響因素分解如圖7所示。

圖7 徑向游隙影響因素

通過改變軸承滾道直徑，滾動體數(shù)量以及滾動體直徑等方式降低軸承的徑向游隙，軸承方案及參數(shù)如表3所示。 

表3 不同徑向游隙軸承

分別裝車進(jìn)行效果驗(yàn)證，軸承支架處振動測試結(jié)果如下圖8所示，隨著徑向游隙減小后，振動幅值對應(yīng)降低。軸承支架位置振動幅值原狀態(tài)為8g，方案一的振動幅值為4g，降低達(dá)50%。方案二的振動幅值為5.5g， 降低30%。

圖8 軸承游隙對支架振動影響

針對軸承潤滑油脂的影響，選用不同性能的潤滑油脂進(jìn)行驗(yàn)證，如下表4，油脂主要區(qū)別為油脂滴點(diǎn)不同，即高溫下油脂的粘稠度差異，進(jìn)而影響實(shí)際工作中油膜厚度及狀態(tài)。

表4軸承不同潤滑油脂參數(shù)對比

圖9 潤滑油脂對軸承支架振動影響

通過更換不同潤滑油脂實(shí)車驗(yàn)證結(jié)果如圖9所示，方案一效果最好，支架振動為4.7g，較原狀態(tài)降低0.8g。方案二潤滑油脂較原狀態(tài)振動增大，最大幅值達(dá)6.7g。試驗(yàn)表明潤滑油脂會影響到軸承內(nèi)潤滑油膜的狀態(tài)，特別是對于瞬態(tài)工況下由于受力不均導(dǎo)致的油膜破裂，進(jìn)而影響軸承的敲擊噪聲。

3.3 軸承支架分析

軸承支架位置振動除了與軸承內(nèi)滾動體沖擊振動大小有關(guān)，還與軸承與支架間振動的傳遞有關(guān)。

分別選用不同配合尺寸的支架以及不同材質(zhì)的不同支架進(jìn)行效果驗(yàn)證，方案及對應(yīng)結(jié)果如表5所示。

表4軸承不同潤滑油脂參數(shù)對比

軸承與支架過盈或間隙配合，支架振動無明顯變化，將原車鋁合金支架材質(zhì)更換為鑄鐵材質(zhì)，振動幅值降低1.3g以上。主要原因?yàn)槊芏忍嵘?，支架重量增加，可以視作在軸承外圈增加了集中質(zhì)量，在支架振動中會產(chǎn)生較大的慣性阻力，降低軸承振動的傳遞。

另外在軸承與支架間采用硫化橡膠的工藝，將軸承與支架間增加隔振也可以降低軸承振動的向外傳遞，此方案也可以作為降低路徑傳遞的潛在優(yōu)化方案。

4.工程優(yōu)化方案

根據(jù)影響因素驗(yàn)證分析結(jié)果，中間軸承本體的以及支架的振動傳遞都會對軸承滾動體振動敲擊噪聲有較明顯的影響。本文最終同時(shí)采用軸承本體降低徑向游隙至15-30um，潤滑油滴點(diǎn)＞280℃的油脂以及鑄鐵材質(zhì)支架三個(gè)方案組合優(yōu)化軸承敲擊噪聲問題。原狀態(tài)與最終優(yōu)化效果對比如圖10所示。支架振動幅值由原狀態(tài)8g降低至2g。主觀評價(jià)車內(nèi)無明顯敲擊噪聲，改善效果較好。

圖10 優(yōu)化方案改善前/后支架振動對比

5.結(jié)語

隨著行業(yè)內(nèi)，純電和插電混動車型的迭代開發(fā)，驅(qū)動扭矩的不斷增大，為了規(guī)避加速過程中扭矩轉(zhuǎn)向及加速轟鳴等問題，基本都選用了三段式左右等長式驅(qū)動半軸，相較兩段式驅(qū)動半軸，右半軸的零部件數(shù)量以及相對運(yùn)動關(guān)系變的更加復(fù)雜，異常噪聲問題也隨之增多。特別式在Tip in/Tip out大扭矩瞬態(tài)變化的工況下，軸承工作條件有越來越惡化的趨勢，對軸承的要求也越來越高，軸承游隙的控制尤為重要，過大或過小對噪聲都會有較大的影響。

軸承游隙除了徑向游隙，還有軸向游隙，同時(shí)游隙還分為初始游隙和工作游隙，因此除了考慮軸承本身的設(shè)計(jì)外，還要考慮實(shí)際的裝配工藝，以及與周邊件的配合關(guān)系等外界因素的影響。除了靜態(tài)參數(shù)影響，在動態(tài)運(yùn)轉(zhuǎn)中還受結(jié)構(gòu)變形，潤滑油膜等的因素影響。軸承相關(guān)異常振動噪聲是瞬態(tài)，非定常且受多系統(tǒng)影響的復(fù)雜問題，相關(guān)分析有待更深入的研究。本文只是通過單一車型，從徑向游隙的角度進(jìn)行了軸承滾動體敲擊問題進(jìn)行了解析，并制定了相應(yīng)的優(yōu)化方案，為行業(yè)內(nèi)同類問題的解決提供了一定的參考依據(jù)。

參考文獻(xiàn)

[1]  張軍,鮑勇仲,儲勝祥,等.低速轉(zhuǎn)向行駛的差速器異響測試分析及優(yōu)化[J].機(jī)械傳動,2022,46(09).

[2]  張浩,高小清,周副權(quán),等.某純電動汽車驅(qū)動軸異響分析與優(yōu)化[J].應(yīng)用聲學(xué),2022,41(03).

[3]  張凱,張軍.黏滑摩擦誘發(fā)汽車驅(qū)動輪端起步噪聲分析控制[C]//中國汽車工程學(xué)會（China Society of Automotive Engineers）.2022中國汽車工程學(xué)會年會論文集（4）.

[4]  Nadabaica D C，Nedeff V，Radkowski S，et al. The importance of FFT and BCS spectrums analysis for diagnosis and prediction of rolling bearing failure. Diagnostyka,2013,14(4)

[5]  孫朝陽,楊海生,梁英,等.低噪聲深溝球軸承仿真分析[J].軸承,2012,(09)

[6]  Kostek R. Simulation and analysis of vibration of rolling bearing. Key Engineering Materials,2014,588.

[7]  夏新濤，劉紅彬. 滾動軸承振動與噪聲研究. 北京：國防工業(yè)出版社 2015.

[8]  李洪梅.影響深溝球軸承振動與噪聲因素的測量與研究[D].哈爾濱工程大學(xué),2003.

[9]  劉明輝.滾動軸承振動與噪聲機(jī)理研究[D].太原科技大學(xué),2013.

[10] 汪久根,章維明.滾動軸承噪聲的分析[J].軸承,2005,(09)

[11]  Selvanathan S, Tangirala A K. Time-delay estimation in multivariate systems using Hilbert transform relation and partial coherence functions[J]. Chemical Engineering Science,2010, 65(2): 660–674. 

第一作者

溫國慶

NVH技術(shù)專家

吉利汽車中央研究院

吉利汽車中央研究院整車NVH技術(shù)專家，工程師，主要從事整車振動噪聲開發(fā)研究

E-mail:872524370@qq.com

通訊作者

張軍

博士，正高級工程師

吉利汽車研究院

上海交通大學(xué)博士，正高級工程師，現(xiàn)任吉利汽車研究院NVH技術(shù)專家，專注于振動噪聲領(lǐng)域研究與工程實(shí)踐20多年。

E-mail：zj_zmkm@126.com

本文原載于《重慶理工大學(xué)學(xué)報(bào)》2024年12月。

受作者授權(quán)發(fā)布。