摘要：文章以电动汽车全油门加速工况下整车抖动问题为研究对象，通过分析识别主要激励为半轴的轴向派生力引发0.39阶。针对三球销式万向节进行运动学受力分析及理论推导，得出半轴当量夹角与轴向派生力相关。最后基于工程实际，将半轴当量夹角从7。降低至4.1。，优化后整车全油门加速工况下整车振动加速度峰值下降60.68%~70.08%，整车舒适性极大改善。关键词：电动汽车；阶次；隔振率；模态;NVH Experimental Study on Jitter of Electric Vehicle Accelerating with Full Throttle Abstract：The vehicle jitter problem under full throttle acceleration condition of electric vehicle is taken as the research object. By analyzing and identifying the axial derived force which is the main excitation of the half-axle,it initiates order0.39.Based on the kinematics analysis and theoretical derivation of the three-ball pin universal joint,it is concluded that the equivalent Angle of the half-shaft is positively correlated with the axial derived force.Finally,based on the engineering practice,the equivalent Angle of half axle is reduced from7°to4.1°.After optimization,the peak vibration acceleration of the whole vehicle under the condition of full throttle acceleration is reduced by60.68%~70.08%,and the comfort of the whole vehicle is greatly improved.
Key words:Electric vehicle;Order;Isolation rate;Mode;NVH
电动汽车由于效率高、污染小、噪声低，具有节能、环保等优势，受到了国内主机厂的特别关注。但由于电动机特有的低转速大扭矩的特性，也导致电动汽车出现了众多新的NVH问题，比如电机啸叫、减速器打齿等。文献⑴通过在不同车速下的急加速松踏板的声振试验及分析发现，主副车架之间的连接悬置在抖动频段内的隔振性能较差，轮胎与主车架之间的偏相干系数接近1，说明轮胎是产生抖动的主要源头；文献［建立车辆多体仿真模型，分析方向盘摆振的影响因素及优化措施，通过D0E正交试验优化系统参数，优化后有效抑制了方向盘振幅；文献⑶利用基于模态的强迫响应的理论建立了动力吸振器的二自由度力学模型，根据最优同调原理设计出适合系统的动力吸振器参数，利用其吸振功能，成功将方向盘振动加速度振幅降低，振动情况得到改善。文章针对电动汽车在全油门加速时整车抖动开展研究，重点关注传动系统，对三球销式万向节驱动轴总成进行受力分析及理论推导，得出轴向派生力与半轴当量夹角关系，然后对当量夹角进行优化，最后对优化结果进行整车主观、客观的评价。1三球销式万向节驱动轴总成简述 驱动轴是指一种装在变速器与车轮之间，由2个或多个等速万向节、中间轴杆及其他零件组成的传递扭矩和旋转运动的机械部件，是传动系统中至关重要的一环。在整车运动过程中，车轮受到来自路面的激励会不断跳动，造成减速器和轮胎之间的距离和角度不断变化，万向节的使用满足了这项实际工况的要求。三球销式万向节主要由三柱槽壳、销轴、三销架、球环、滚针及密封装置组成，如图1所示；三球销式万向节属于轴向滑移型万向节，具有同步性好、角位移大、回转灵活、安装、拆卸方便并能承受重载及冲击载荷等突出优点，所以广泛地应用在轿车行业。
1.紧固带1；
2.密封套;3•紧固带2；4.滚针;5•销轴;6•球环;7•驱动轴;8•三销架;9•三柱槽壳；1•密封圈。
图1三球销式万向节驱动轴总成图
2受力分析
当轴向滑移型万向节形成活动角传递动力时，球环随三柱槽壳转动，在滑槽轨道内滑进和滑出，产生滑动摩擦和滚动摩擦，球环与滑槽之间的摩擦力是球环产生轴向窜动力的主要原因。对滑环与滑槽接触点进行受力分析，以滑环1为例，受力分析如图2所示。
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-
1•滑槽；2.球环1；3•驱动轴;！-球环6滑动摩擦;！-球环6滚动摩擦；!-球环6滑移摩；！%-球环6所受轴向派生力。
图2球环1受力分析
球环2、球环3受力分析同上，滑动摩擦力沿着销轴轴线方向垂直于驱动轴，使球环沿着销轴做轴向滑动；滚动摩擦垂直于销轴，合力滑移摩擦力沿着滑槽的轴线方向，总的力为3个球环的滑移摩擦力总和。设球环6、球环2、球环3产生的轴向力分别为F)、F2、^6; 3个球环共同产生的轴向力可以表示为：F=F+7+F6。
在三球销式万向节转动的过程中，球环沿着滑槽滑进和滑出受力会变化2次，同时旋转过程中轴向力随转角变化而变化。同时随着角度的增大，轴向力增大。当当量夹角固定时，总的轴向力F随转角的变化规律，在6个周期2n内,F周期性变化3次，而且，槽壳每转6V n，轴向力的方向就发生一次变化2；；设电机转速为"，整车的速比为72，则减速器输出转速"减="/7.9，半轴输出阶次0阶=3"减V。通过计算可得出，三球销式万向节在传动比为72时，产生026阶振动。
3试验研究
3.1试验条件
择市区环城路，试验工况模拟问题工况，转速从0开始全油门加速至2500r/min，整车信息如表6所示。使用LMS Test Lab软件记录动总悬置主被动端、方向盘位置$、％、Z三向加速度信号，电机转速从整车CAN 信号中提取，然后对采集的信号进行频率分析。测点位置如表2所示。
表1主要参数
序号项目参数
1车辆类别M i
2电机类型永磁同步电机
3额定功率505W
4最高转速3000r/min
5减速器速比7.7
6轮胎型号135/65R15
7前悬架型式麦弗逊式独立悬架
3后悬架型式拖曳臂式非独立悬架
表2测点位置
测点位置类型数量方向盘三向加速度传感器1
导轨三向加速度传感器1
悬置主被动侧三向加速度传感器6
左右半轴轴头三向加速度传感器2
3.2方向盘振动特征分析
全油门工况下，测量方向盘、导轨及悬置主被动端、左右轴头振动加速度和电机转速信号，计算得到$、％、Z方向colormaa图。以％方向为例进行说明，如图3所示。
频率/Hz
图3全油门工况方向盘！向振动
由图3可知，方向盘振动问题主要表现为026阶，对应方向盘抖动频率主要集中在1~22Hz和28Hz 及30~34Hz。对信号进行阶次切片分析，得到方向盘$、％、Z三个方向振动情况如图4所示。电机转速2300~3000r/min、4300r/min、4600~2200r/min，分别对应频率1-22Hz、28Hz及30~34Hz，方向盘抖动较大。对方向盘振动信号进行阶次切片处理，得到$、％、Z三个方向加速过程的阶次曲线，如图4所示。
转速/(r/min)
图4全油门工况方向盘三向0.39阶振动
由以上的分析可以看出，方向盘抖动呈现明显的阶次特性，结合受力分析可知，方向盘振动与万向节球销有关。
3.3问题分析
NVH问题解决思路主要有：源头、传递路径、响应。改问题可以从：半轴-轴头-悬架系统-车身-方向
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标准电阻器>权重计算方法
-
盘”及“半轴-动总-悬置系统-车身-方向盘”。针对每条路径进行分析如下。
3.3.1悬架系统隔振情况分析
对左右悬架系统主被动端振动加速度信号进行分析，提取问题阶次0F6阶振动进行对比，由于篇幅的原因，选择前悬架左侧减振器进行研究，具体如图5所示。
3
200030004000
转速/r/min)
5600
(
％
电
)
盛
«
昌
010002000300040005600
转速/r/min)
£
启
)
極
期
吴
010002000300040005600
藤球制作转速/(r/min)
saw 3d图5前悬架左侧主/被动端0.39阶曲线
可以看出，主动侧026阶振动在对应的转速段内,
无明显峰值，且在整个转速范围内低于量值小于被动
侧，说明悬架系统不是振动的主要传递路径。
3.3.2动总悬置系统隔振情况分析
对左、右、后悬置主被动端振动加速度信号进行分
析，提取问题阶次025阶振动曲线，由于篇幅的限制,
选择后悬置作为分析对象进行研究，具体如图6、图7所示。
00
(
％
安全带扣
电
)
盛
«
昌---主动侧"方向
主动侧!方向
10002000300040005600
转速(/r/min)
图6后悬置主动端振动0.39阶曲线
11,00
=||S!方向
—
被动侧#方向
010002000300040005600
转速(/r/min)
图7后悬置被动端振动0.39阶曲线
从图6、图7可知，2300~3000r/min下，动总左、
右、后悬置主动侧及被动侧振动均有峰值，尤其被动侧
!向峰值达到625m/V，说明!向振动是主要振动且
由动力总成左右摆动传递到车身所致。在4300r/min、
4600~2220r/min转速范围同样存在峰值，但均小于
02mV2。主动侧!向振动峰值达到123mV2，振动量
级大。针对主动侧振动大问题，完成整车状态下动总刚
体模态测试，测试结果如表3所示。
表3整车状态动总刚体模态结果
序号频率/Hz振型
1阶13.03!向平动
2阶15.49Z向平动+$%转动
3阶16%41转动
4阶20.95X向平动
5阶23.75$转动
6阶32.05$转动
在常用转速区间，电机转速为6000~5600r/min,
026阶对应的频率范围主要为62~362Hz；因此主要
关注低频振动；动力总成刚体模态一般分布在该区间
内，从测试结果来看：存在16.25Hz、、6.41Hz,23.77Hz
和32.05Hz与抖动频率相近，导致动总的抖动增加，传
递的能力变强。
333方向盘模态试验分析
传递至车身的振动越大，激励其附件系统产生
NVH问题的概率就越大。在盘抖动与传递至车身的振
动频率关系很大，因此整车状态下，进行方向盘模态测
试，测试结果如图8、图5所示，可以看出，方向盘存在
22.44Hz、36F5Hz模态频率，与动总传递至车身的振
动频率23.74Hz和32.25Hz产生耦合隔振，导致在全
油门加速工况下，方向盘出现严重抖动问题。
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-
拖鞋生产设备图#方向盘2阶左右模态
通过以上分析得出：1) 整车全油门加速工况时
方向盘异常抖动，对应电机转速2 300 ~ 3 000 r/min 、
4 300 r/min 、4 600 ~
5 200 r/min，频率为 1
6 ~ 25 Hz 、28 Hz
及30~34 Hz ；2)产生抖动激励源为半轴产生的
0.30阶次振动;3)振动传递主要路径为半轴、动总、车
身、方向盘，与悬架系统无关。传递过程中动总刚体模 态加剧了振动，导致传递至车身振动增加，2 300 ~
3 000 r/min 振动明显;4)方向盘模态与刚体模态产生
耦合共振，导致在 4 300 r/min 、4 600 ~ 5 200 r/min 转
速范围方向盘共振。
由于电动汽车悬置设计需要重点考核大扭矩及限
位作用，刚度不能过小，否则会产生严重问题，因此降 低悬置刚度参数不现实。从响应角度避频，提高方向盘 模态频率空间有限，不能完全避开转速激励频率，优化 成本较高。再结合工程开发要求，主要考虑低成本、高
效率快速解决问题为主，因此建议从半轴安装角度进 行优化。
4方案优化验证
将驱动半轴夹角由7。减小到4.1。，然后进行试验
验证，试验结果如图1所示。可以看出，调整半轴角度 后，车辆全油门加速工况下，整车振动及方向盘振动
均明显下降,！方向从3.51 m/s 2降至1.38 m/s 2，降低
60.68%；"方向从 3.71 m/s 2 降至 1.11 m/s 2，降低 72.68%；
Z
方向降低至1.51 m/s 2，降低69.37% ；电机转速在
2 300~
3 000 r/min 时，万向盘抖动改善很大，在可接受
范围内有轻微的抖动;4 300 r/min 时，几乎感觉不到方向
盘抖动;4 600~5 200 r/min 时，几乎感觉不到方向盘抖
动。
£启)舷MJ
套
1 000
2 000
3 000
4 000
5 600
转速/(r/min )
图10调整半轴安装角度方向盘振动结果对比
5结论
针对某款电动汽车全油门加速工况下，方向盘抖
动问题进行试验研究，得出0.39阶振动激励来源于 驱动半轴。分析传递路径对振动的影响，电机转速在
2 300 ~
3 000 r/min 范围，激励与刚体模态耦合，振动传
递到车身。电机转速在300 r/min ,4 300~5 200 r/min 范
围，激励频率与方向盘模态耦合导致方向盘模态共振。 对半轴进行受力分析和试验验证，结果表明：不同平衡 量半轴方案的整车搭载验证，确认半轴动平衡量对整
车振动问题影响不大；半轴布置角度是导致半轴激励 过大的直接原因。优化后整车加速工况下，方向盘振动
加速度峰值下降62.68% ~ 77.08%，人员主观评价得到 了极大的改善。提供了一种基于半轴当量夹角调整快
速解决工程问题的方案，为电动汽车方向盘异常抖动
问题的解决提供参考。
参考文献
⑴ 曾晰，申秀敏，李利明.新型纯电动汽车抖动现象测试与分析［•工
程与试验,2017,57( 1):41-45.
⑵ 贾小利，张军，闵福江，等.轿车高速行驶方向盘摆振控制与工程应
用噪声与振动控制,2015,35(4)：228-232.
⑶赵龙灿.某SUV 高速行驶下方向盘振动分析与减振措施秦皇
岛：燕山大学,2018.
［：郑娇娇.三球销式万向节受力及仿真分析上海：上海交通大
学,2014.
(收稿日期：2021-02-23)
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