高鑫，呂紅明

（224051 江蘇省 鹽城市 鹽城工學院 汽車工程學院）

0 引言

隨著電動汽車的迅速發(fā)展，汽車發(fā)動機已經逐漸被電機取代，失去了發(fā)動機的屏蔽效應，電動車在行駛中不能像傳統(tǒng)燃油車一樣利用發(fā)動機本身的噪聲抵消或掩蓋其他零部件產生的噪聲[1-2]，乘客主觀上更易察覺到電動車的異響。據(jù)有關數(shù)據(jù)統(tǒng)計，電驅動后橋異響問題客戶抱怨率居高不下，嚴重影響乘客的乘坐舒適性[3-5]。

頻譜分析法是將時域信號做快速傅里葉變換，數(shù)據(jù)成為以頻域特征顯示的頻譜圖，圖中包含與零部件相關的頻率特性，可以為齒輪箱異響診斷提供依據(jù)。本文針對某款電動車后橋中差速器存在的異響問題，通過搭建簡易的試驗臺架，對差速器高低擋位穩(wěn)定運行工況下的轉速信號、振動加速度信號、聲壓信號進行采集。對采集的噪聲與振動加速度信號進行濾波處理，提取噪聲與振動加速度信號的頻譜特征，并通過對比主要頻率成分，確定電動車差速器異響來源，為后期電動車差速器異響問題的解決提供優(yōu)化方向。

1 差速器結構

差速器作為電動車傳動系統(tǒng)中的關鍵核心部件，在汽車行駛過程中，通過行星齒輪帶動兩邊半軸以不同的轉速旋轉，從而保證汽車在轉彎時的正常行駛[6]。本文研究的某款減/差速器的齒輪傳動系結構，如圖1 所示。

圖1 減/差速器齒輪傳動系結構簡圖Fig.1 Structure diagram of differential/reducer

T 對應齒輪的齒數(shù)信息，Z 對應齒輪序號。該款差速器共有2 個擋位的動力傳遞路徑，一是低速擋齒輪嚙合傳遞路徑：Z3-Z4-Z5-Z6，二是高速擋齒輪嚙合傳遞路徑：Z1-Z2-Z5-Z6。高擋位運行時，齒輪4 空轉，齒輪2 通過同步齒圈與中間軸相連，傳遞動力。同理，低擋位運行時，齒輪2 空轉，齒輪4 通過同步齒圈與中間軸相連，傳遞動力。

在齒輪嚙合過程中，嚙合位置、嚙合剛度和所受載荷等參數(shù)均具有周期性變化的特征，反映此周期性特征信息的是嚙合頻率（fGMF）及其高次諧波[7]。根據(jù)式（1），可方便地計算各齒輪嚙合頻率。

式中：fi、fo——主動輪、從動輪的轉頻；zi、zo——主動輪、從動輪的齒數(shù)。

2 試驗設備

本試驗采用江蘇東華測試公司的DH5902 數(shù)據(jù)采集分析系統(tǒng)對電動車后橋差速器的遠場聲壓信號、轉速信號與振動加速度信號進行采集。另外，為模擬差速器的差速工況，將后橋一端固定，實現(xiàn)差速功能，具體安裝布置情況如圖2 所示。

圖2 后橋總成及傳感器布置Fig.2 Composition of rear axle and sensor arrangement

將傳聲器安裝在距離被測差速器表面距離1 m處，模擬遠場處噪聲條件。為獲取不同擋位下的轉速信息，使用2 個速度傳感器測量差速器輸入端與輸出端轉速的變化情況。一個霍爾式速度傳感器安裝在電機風扇輸入端，另一個光電式速度傳感器安裝在制動盤輸出端。

此外，為與聲壓信號進行對比驗證，根據(jù)電動車后橋差速器在試驗臺架的安裝情況，一共安裝了6 個單向振動加速度傳感器，分別在差速器的外殼安裝3 個單向振動加速度傳感器，在電機外殼安裝1 個單向振動加速度傳感器，在后橋牙包安裝2 個單向振動加速度傳感器，測量各工作點的振動情況。（1）在差速器外殼頂端且靠近軸承中心線上粘貼1號單向振動加速度傳感器；（2）在差速器外殼左右兩側中間位置粘貼2 號、3 號單向振動加速度傳感器；（3）在后橋牙包的前后兩側等高處粘貼4 號、5 號單向振動加速度傳感器；（4）在電機外殼上采用磁力座吸附方式安裝6 號單向振動加速度傳感器。

3 試驗數(shù)據(jù)分析

3.1 噪聲分析

通過電動車后橋高低擋位勻速工況的試驗，獲取相應的遠場噪聲曲線圖，如圖3 所示。圖3 為勻速工況下，高擋位與低擋位的遠場噪聲曲線圖。橫坐標表示時間，提取15 s 時間長度的噪聲信號?？v坐標表示A 計權聲壓級，描述線性幅值的變化情況。在高擋位勻速運行工況下，遠場噪聲強度峰值為83.28 dB(A)；在低擋位勻速運行工況下，遠場噪聲強度峰值為80.58 dB(A)。測量的遠場噪聲強度均超過80 dB(A)。噪聲強度在80 dB(A)以上，會對人體的聽覺器官產生損害。長期在此噪音強度環(huán)境下，會危害人們的健康。

圖3 高擋位與低擋位勻速工況噪聲曲線圖Fig.3 Noise curves of high-gear and low-gear under uniform working conditions

為獲取相應的噪聲頻譜特性，對噪聲信號進行傅里葉變換，得到的遠場噪聲功率譜圖如圖4、圖5 所示。由圖4 可知，高擋位的遠場噪聲信號頻率主要集中在141.60、283.20、364.38 Hz。根據(jù)式（1）計算各對齒輪嚙合頻率，圖4 主要頻率成分對應行星齒輪與半軸齒輪嚙合頻率141.02 Hz 及其諧頻成分282.05 Hz，差速器齒輪5 與齒輪6 的嚙合頻率363.41 Hz。由圖5 可知，低擋位的遠場噪聲信號頻率主要集中在68.96、137.32、177.00 Hz。根據(jù)式（1）計算各對齒輪嚙合頻率，圖5 主要頻率成分對應行星齒輪與半軸齒輪嚙合頻率68.69 Hz 及其諧頻成分137.38 Hz，差速器齒輪5 與齒輪6 的嚙合頻率177.01 Hz。

圖4 高擋位勻速工況噪聲功率譜圖（輸入軸轉速3 115 r/min）Fig.4 Noise power spectrum at constant speed in high range (input shaft speed 3 115 r/min)

圖5 低擋位勻速工況噪聲功率譜圖（輸入軸轉速3 160 r/min）Fig.5 Noise power spectrum at constant speed in low range (input shaft speed 3 160 r/min)

3.2 振動分析

在高低擋穩(wěn)定轉速的運行工況下，測得各振動加速度信號，將6 個傳感器所測信號進行FFT 計算，數(shù)字濾波后獲得振動加速度的功率譜特性，如圖6和圖7 所示。由圖6 可見，電動車差速器振動加速度信號在高擋位時，頻率成分主要集中在365.60、140.99 Hz 及其倍頻282.59 Hz、倍分頻211.79 Hz 處。

圖6 高擋位振動頻率特性（輸入軸轉速3 115 r/min）Fig.6 High range vibration frequency characteristics (input shaft speed 3 115 r/min)

圖7 低擋位振動頻率特性（輸入軸轉速3 160 r/min）Fig.7 Low range vibration frequency characteristics (input shaft speed 3 160 r/min)

由圖7 可見，在低擋位時，振動頻率成分主要集中在177.00、68.97 Hz 及其倍頻137.32 Hz 和倍分頻103.14 Hz 處。根據(jù)式（1）計算各對齒輪嚙合頻率，圖6 與圖7 振動信號主要頻率成分依然對應差速器的不同轉速下，齒輪5 與齒輪6 的嚙合頻率、行星齒輪與半軸齒輪嚙合頻率及其諧頻成分。齒輪的倍分頻成分往往是受齒輪制造、安裝誤差等非線性因素影響所產生，并且，各傳感器信號的頻率幅值也在高擋位轉速最高時達到最大。

此外，聲壓信號也表明，振動噪聲與個別輪齒嚙合情況密切相關，噪聲主要頻率成分與上述異響差速器的嚙合頻率成分基本相同，說明主要振動頻率是由相應齒輪嚙合所產生的。

4 結語

后橋差速器異響噪聲與振動的頻率成分主要集中在齒輪嚙合頻率及其倍頻（倍分頻）處，具有頻率低、幅值大的特點。齒輪的嚙合頻率比較低，但產生的嚙合頻率及其諧頻成分位于人耳的可聽頻率范圍內，會產生令人不舒適的振動異響。后期應對差速器齒輪參數(shù)進行優(yōu)化處理，以此降低差速器異響問題。