基于完全析因?qū)嶒?yàn)的后橋異響故障診斷分析

郭凱，馬友政，陳忠敏，夏立峰，趙應(yīng)強(qiáng)，孫偉元

(四川建安工業(yè)有限責(zé)任公司，四川雅安 625100)

0 引言

隨著消費(fèi)者對(duì)汽車舒適性要求的不斷提高，NVH性能在汽車競(jìng)爭(zhēng)力指標(biāo)中的比重越來越大[1]。其中前置后驅(qū)布置的車型技術(shù)成熟，動(dòng)力性好，廣泛應(yīng)用于MPV、SUV、皮卡等多種高性能車，但由于這種布置傳動(dòng)路徑長(zhǎng)，由發(fā)動(dòng)機(jī)、變速箱、傳動(dòng)軸、驅(qū)動(dòng)橋等多個(gè)回轉(zhuǎn)部件產(chǎn)生耦合振動(dòng)，極易導(dǎo)致整車NVH性能下降[2]。

針對(duì)后橋的NVH性能，國(guó)內(nèi)外學(xué)者進(jìn)行了廣泛而深入的研究，研究成果清晰地表明，后橋NVH問題是系統(tǒng)性的動(dòng)力學(xué)問題，往往涉及整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)，如動(dòng)力源、傳動(dòng)軸、軸承、潤(rùn)滑、阻力矩等[3-4]，同時(shí)對(duì)后橋問題的分析還要充分考慮實(shí)際應(yīng)用場(chǎng)景的影響[5-6]。但是企業(yè)遇到實(shí)際的噪聲問題時(shí)，往往習(xí)慣性地首先聚焦于單一零部件故障。

本文作者提出一種全新的異響故障分析思路，從系統(tǒng)角度研究整車異響問題，考慮多重因素耦合作用，并給出各個(gè)因素對(duì)異響的貢獻(xiàn)量，指導(dǎo)工作資源的分配，最終制定經(jīng)濟(jì)高效的整改措施，徹底解決異響問題。

1 分析思路介紹

一般分析噪聲問題主要應(yīng)用動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)建模研究、CAE分析、噪聲測(cè)試等NVH方法，其優(yōu)點(diǎn)是技術(shù)成熟,幾乎可以分析各個(gè)層次各個(gè)領(lǐng)域的問題，但是其缺點(diǎn)是對(duì)技術(shù)人員的理論水平、技術(shù)水平、項(xiàng)目經(jīng)驗(yàn)要求高，對(duì)軟件、設(shè)備的投入大，工作時(shí)間需求大，不利于迅速圍堵、解決突發(fā)的產(chǎn)品問題。

文中提出解決異響問題的新思路，結(jié)合主觀評(píng)價(jià)方法和統(tǒng)計(jì)學(xué)方法分析異響故障，降低NVH試驗(yàn)的工作量和難度，創(chuàng)造高效的可重復(fù)的分析流程，迅速分析解決問題，流程如圖1所示。

當(dāng)異響故障發(fā)生時(shí)，應(yīng)當(dāng)首先準(zhǔn)確描述異響現(xiàn)象，鎖定研究對(duì)象，如在某種工況下產(chǎn)生難以忍受的噪聲或者振動(dòng)。并預(yù)判故障帶來的影響，判斷問題嚴(yán)重性，例如故障會(huì)干擾駕駛員駕駛、故障會(huì)導(dǎo)致車輛失控等。

圖1 異響問題分析流程

主觀評(píng)價(jià)能夠最直觀地反應(yīng)客戶的抱怨，并且具有執(zhí)行效率高、操作簡(jiǎn)單的優(yōu)點(diǎn)，貫穿異響分析的整個(gè)流程。分析異響故障時(shí)，首先要進(jìn)行全面的主觀評(píng)價(jià)，即在各個(gè)工況下對(duì)比異響車和無異響車，通過故障再現(xiàn)確認(rèn)故障發(fā)生的條件，記錄故障的嚴(yán)重程度，鎖定真正需要關(guān)注的故障工況。

根據(jù)主觀評(píng)價(jià)結(jié)果選擇故障診斷的研究范圍,如根據(jù)剎車踏板抖動(dòng)推斷ABS故障。在實(shí)際應(yīng)用中，根據(jù)主觀評(píng)價(jià)結(jié)果選擇故障研究范圍的參考依據(jù)，首先是企業(yè)的FEMA和NVH數(shù)據(jù)庫[7]。

智慧建筑專委會(huì)堅(jiān)持為行業(yè)服務(wù)、求真務(wù)實(shí)辦事的宗旨，在政府和會(huì)員單位之間積極發(fā)揮橋梁紐帶作用，努力為會(huì)員單位服務(wù)，維護(hù)會(huì)員單位的合法權(quán)益，促進(jìn)行業(yè)技術(shù)進(jìn)步和產(chǎn)業(yè)資源整合，推進(jìn)產(chǎn)、學(xué)、研合作，推動(dòng)國(guó)際交流與合作；推動(dòng)智慧建筑事業(yè)健康、有序的發(fā)展。

在確定研究范圍后，根據(jù)問題特點(diǎn)設(shè)計(jì)驗(yàn)證方案。以客觀試驗(yàn)、檢測(cè)等為主，尋找有信服力的客觀證據(jù)，驗(yàn)證推斷的準(zhǔn)確性,如通過動(dòng)剛度測(cè)試判斷懸置隔振能力是否足夠等。如果試驗(yàn)結(jié)果與預(yù)期一致，則鎖定故障源；如果試驗(yàn)結(jié)果與預(yù)期不符，則在此基礎(chǔ)上修正判斷和試驗(yàn)方案，重新試驗(yàn)直至結(jié)果與預(yù)期一致[8]。

故障源可能不唯一，同時(shí)相互之間可能存在影響，單一優(yōu)化無法解決問題，全部?jī)?yōu)化成本很高。如電機(jī)異常振動(dòng)受電流諧波(IBGT)、氣隙磁通、定子槽、電極布置等影響，每一個(gè)變量的變化又會(huì)影響到其他變量，因此電機(jī)振動(dòng)控制可首先考慮調(diào)整控制策略。針對(duì)這種情況，應(yīng)對(duì)故障源分類，確認(rèn)哪些因素是獨(dú)立作用的，必須獨(dú)立徹底解決；哪些故障源是耦合作用的，分析各個(gè)因素的貢獻(xiàn)度，以分配工作資源，經(jīng)濟(jì)高效的解決問題。對(duì)于耦合因素的分析，有動(dòng)力學(xué)建模貢獻(xiàn)度分析、TPA試驗(yàn)貢獻(xiàn)度分析、DOE完全析因試驗(yàn)貢獻(xiàn)度分析等多種方法，可以根據(jù)研究深度、工作效率、時(shí)間成本等實(shí)際需求進(jìn)行選擇[9]。

最后，設(shè)計(jì)試驗(yàn)或檢測(cè)方案，調(diào)查各因素的故障機(jī)制，如尺寸超差、熱處理殘余變形過大、軸承壓裝不到位、橡膠老化、軸承游隙大等。并根據(jù)各因素的貢獻(xiàn)度，選擇經(jīng)濟(jì)高效的整改措施解決異響問題。

2 異響后驅(qū)動(dòng)橋的故障診斷分析

為檢驗(yàn)本異響分析流程的有效性，下面給出一個(gè)實(shí)際異響問題的解決案例。

2.1 問題描述和異響源頭分析

某車型后驅(qū)動(dòng)橋在行駛過程中存在明顯異響，影響正常駕駛，乘客難以忍受。

取異響車和非異響車，進(jìn)行3、4、5擋的全油門加速、滑行工況和勻速工況的主觀評(píng)價(jià)。全車5人滿員，每一工況下，駕駛員不變且評(píng)價(jià)人員前、后排互換座位多次評(píng)價(jià)。結(jié)果顯示各工況均存在明顯異響，5擋異響最為明顯，異響音色隨轉(zhuǎn)速變化，轉(zhuǎn)速升高異響變大，且后排異響大于前排。

根據(jù)主觀評(píng)價(jià)結(jié)果，異響屬于回轉(zhuǎn)部件問題，推斷為傳動(dòng)系統(tǒng)末端結(jié)構(gòu)造成，首先懷疑后橋異響，存在齒輪故障。

圖2為異響車和無異響車的后排噪聲對(duì)比。車內(nèi)整體噪聲水平一致：由50 km/h全油門加速到120 km/h時(shí)各個(gè)車的車內(nèi)總噪聲均在65～75 dB(A)之間，由120 km/h滑行到50 km/h時(shí)各個(gè)車的車內(nèi)總噪聲均在70～60 dB(A)之間。車內(nèi)齒輪噪聲水平一致：加速及滑行工況下各個(gè)車在50～120 km/h 車速區(qū)間內(nèi)的車內(nèi)齒輪噪聲均在40～60 dB(A)之間。數(shù)據(jù)表明好車、差車的齒輪噪聲水平一致，齒輪噪聲與整體噪聲在全速度段的差值都大于10 dB(A)且噪聲均值差大于14 dB(A)，齒輪噪聲絕對(duì)值小于60 dB(A)，性能優(yōu)異。后橋齒輪明顯不是異響的源頭。

圖2 異響車和無異響車的后橋齒輪噪聲無差異

因?yàn)橥茢喈愴懺趥鲃?dòng)系統(tǒng)末端，是隨轉(zhuǎn)速變化的回轉(zhuǎn)部件，又因?yàn)榛剞D(zhuǎn)部件的噪聲具有明顯的階次特性，因此通過對(duì)比異響車和無異響車的聲場(chǎng)繼續(xù)分析潛在異響源。

圖3為異響車和無異響車在5擋加速、滑行工況下的聲壓場(chǎng)圖。圖(a)和(b)為異響車的聲壓場(chǎng)圖，框選出的階次為傳動(dòng)軸階次，有明顯噪聲峰值。圖(c)和(d)為無異響車的聲壓場(chǎng)圖，明顯沒有該階次峰值，且該階次峰值為異響車和無異響車的聲壓場(chǎng)圖的唯一區(qū)別。

圖3 異響車和無異響車傳動(dòng)軸噪聲差異明顯

為量化傳動(dòng)軸階次的差異，對(duì)比異響車和無異響車在80 km/h勻速工況和100 km/h勻速工況下的后橋減速器殼體振動(dòng)，如圖4所示，得到兩個(gè)發(fā)現(xiàn)：

(1)異響車傳動(dòng)軸階次振動(dòng)劇烈超過0.8g，無異響車小于0.2g；

(2)無異響車與異響車的傳動(dòng)軸階次振動(dòng)都具有振動(dòng)峰值，僅是幅值的差異。

圖4 異響車和無異響車傳動(dòng)軸階次振動(dòng)差異明顯

傳動(dòng)軸階次噪聲符合異響源在傳動(dòng)系末端的推斷，但是與齒輪故障的推斷無關(guān)。傳動(dòng)軸階次噪聲來自于傳動(dòng)軸軸系，包含傳動(dòng)軸、凸緣、后橋主齒軸承等。因此推斷是由傳動(dòng)軸系部件中的某一個(gè)導(dǎo)致異響故障。

為驗(yàn)證該推斷，對(duì)傳動(dòng)軸、凸緣、后橋主減進(jìn)行單因子對(duì)換試驗(yàn)，即每組試驗(yàn)只兌換異響車與無異響車的一個(gè)零部件，其他零件狀態(tài)不變。僅當(dāng)單因子兌換無效時(shí)，進(jìn)行雙因子兌換。排查試驗(yàn)證實(shí)，消除此異響可以通過更換后橋主減、主減凸緣、傳動(dòng)軸中的一個(gè)或多個(gè)來實(shí)現(xiàn)。證實(shí)了傳動(dòng)軸系是本次異響源的推斷。

2.2 原因機(jī)制分析

如圖5所示為前置后驅(qū)的傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖，傳動(dòng)系統(tǒng)是由萬向節(jié)、軸承等支撐結(jié)構(gòu)組成的多體多自由度動(dòng)態(tài)耦合振動(dòng)動(dòng)力學(xué)模型。動(dòng)力學(xué)模型的主要參數(shù)包括轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、支撐剛度、扭轉(zhuǎn)剛度、阻尼及速比參數(shù)等[2]。文中傳動(dòng)系長(zhǎng)達(dá)1 400 mm，傳動(dòng)軸與主動(dòng)齒輪長(zhǎng)度比超過5∶1，全系統(tǒng)支撐跨度大，系統(tǒng)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、支撐剛度對(duì)扭振的影響很大。當(dāng)系統(tǒng)優(yōu)化不良、制造過程變差較大時(shí)，容易造成傳動(dòng)軸的軸系的支撐剛度等動(dòng)力學(xué)特性發(fā)生較大變化，導(dǎo)致出現(xiàn)異常扭振現(xiàn)象。

圖5 傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖

文中通過更換傳動(dòng)軸、凸緣、主減都可以消除異響，但沒有一個(gè)部件是所有試驗(yàn)組都被更換的，說明各個(gè)因素對(duì)異響的貢獻(xiàn)之和達(dá)到一定閾值后，異響就會(huì)被明顯感知，即異響是各個(gè)因素的耦合作用引起的。因此，從系統(tǒng)層面故障愿意進(jìn)一步分析。

2.3 貢獻(xiàn)度分析

選取嚴(yán)重異響車與無異響車作為實(shí)驗(yàn)樣本，其技術(shù)狀態(tài)見表1，傳動(dòng)軸改制，直徑發(fā)生明顯變化；異響車凸緣止口跳動(dòng)超差。依據(jù)完全析因試驗(yàn)法，運(yùn)用雙狀態(tài)方差分析，研究傳動(dòng)軸、凸緣、主減這3個(gè)變量因子對(duì)異響的影響及貢獻(xiàn)。

表1 異響車和無異響車技術(shù)狀態(tài)

傳動(dòng)軸、凸緣、主減3個(gè)影響因子分別對(duì)應(yīng)兩個(gè)狀態(tài)，見表2；設(shè)計(jì)完全析因?qū)嶒?yàn)組合有8組，見表3。以傳動(dòng)軸階次噪聲作為輸出變量。

表2 完全析因?qū)嶒?yàn)的3因子2狀態(tài)

表3 完全析因?qū)嶒?yàn)設(shè)計(jì)表

這8組設(shè)計(jì)的試驗(yàn)驗(yàn)證過程中做如下3個(gè)假設(shè)：(1)假設(shè)反復(fù)裝配對(duì)噪聲水平的影響可以忽略；(2)假設(shè)試驗(yàn)順序?qū)υ肼曀降挠绊懣梢院雎裕?3)假設(shè)其他實(shí)驗(yàn)條件一致，如路況、風(fēng)速等。測(cè)得32組噪聲數(shù)據(jù)，結(jié)果見表4。

表4 輸出變量表 dB(A)

表4中的噪聲幅值分布沒有直觀規(guī)律可循，因此必須通過完全析因分析解讀數(shù)據(jù)中的潛在信息。

以5擋加速工況為例，介紹應(yīng)用完全析因法分析各因素貢獻(xiàn)度的方法。如圖6所示，各因素的效應(yīng)分析圖中(主減*凸緣)和(主減*傳動(dòng)軸)的概率小于0.05，影響效應(yīng)明顯，其他因素影響效應(yīng)都不明顯，尤其是單因子因素影響效應(yīng)不明顯。再通過圖7可知，主減、凸緣、傳動(dòng)軸的相關(guān)系數(shù)R2分別為0.073 465、0.011 435、0.038 366，R2遠(yuǎn)小于1,進(jìn)一步說明各因素單獨(dú)作用對(duì)異響影響很小。這與推斷一致，異響是系統(tǒng)的綜合作用。

圖7 擬合曲線及相關(guān)系數(shù)

表5 極差、方差分析表

因此，為了解決異響問題需要全面優(yōu)化各個(gè)因素，但是又要根據(jù)不同因素的貢獻(xiàn)度合理地分配工作資源。根據(jù)極差和方差計(jì)算的貢獻(xiàn)度見表5。表中Ki為因素每個(gè)水平的加速噪聲的和，極差R為Ki中最大值和最小值的差，極差貢獻(xiàn)度為各個(gè)因素的極差與極差和的比；S為離差平方和，ρ為離差平方和貢獻(xiàn)度。極差貢獻(xiàn)度和離差平方和貢獻(xiàn)度在數(shù)值上存在差距，但是各因素的權(quán)重趨勢(shì)一致，能夠非常好地反映各因素的貢獻(xiàn)。

實(shí)際應(yīng)用中采用方差貢獻(xiàn)度，即離差平方和貢獻(xiàn)度，得到各個(gè)工況下的貢獻(xiàn)度見表6。平均各工況下的貢獻(xiàn)度為：主減貢獻(xiàn)度71%，凸緣貢獻(xiàn)度17,傳動(dòng)軸貢獻(xiàn)度12%。

表6 貢獻(xiàn)度分析 %

2.4 檢測(cè)分析

確認(rèn)3個(gè)因子都對(duì)異響有貢獻(xiàn)后，需要分析每一個(gè)因子的改善點(diǎn)以最終解決異響問題，因此選擇8個(gè)異響樣件進(jìn)行拆解檢測(cè)。

主減貢獻(xiàn)度占71%，應(yīng)首先優(yōu)化，重點(diǎn)整改。如圖5所示，在傳動(dòng)軸系扭轉(zhuǎn)系統(tǒng)中，主減主要包含齒輪、軸承兩部分組成?，F(xiàn)對(duì)齒輪拆解檢測(cè)，結(jié)果見表7，齒輪的精度、傳遞誤差、齒隙等指標(biāo)也完全符合要求。齒輪印痕如圖8所示，印痕標(biāo)準(zhǔn)、齒面良好。前述已經(jīng)說明齒輪階次噪聲良好，綜上所述說明齒輪不是異響源。軸承是主減的潛在異響源。

表7 齒輪檢測(cè)

對(duì)軸承進(jìn)行專業(yè)機(jī)構(gòu)送檢，結(jié)果顯示軸承滾道凸度、滾道角度、內(nèi)外圈圓度等無問題,但是軸承振動(dòng)加速度超標(biāo)，軸承磨損嚴(yán)重，見表8。根據(jù)國(guó)標(biāo)JBT_10237—2014軸承Z級(jí)振動(dòng)值應(yīng)小于60 dB，但是異響車的軸承振動(dòng)為70 dB，嚴(yán)重超差；異響車的軸承內(nèi)圈、外圈滾道、滾子表面粗糙度較差，如圖9所示。綜上所述，異響車的軸承振動(dòng)異常，導(dǎo)致振動(dòng)加大、磨損加劇，影響使用，成為主減因素的根本原因。

圖8 齒輪印痕

表8 軸承檢測(cè)

圖9 軸承外圈滾道磨損情況

對(duì)全部故障件拆解檢驗(yàn)，結(jié)果見表9。其中1#、3#、4#、8#的綜合預(yù)緊力超差即軸承預(yù)緊力不足，3#、6#、8#的凸緣止口跳動(dòng)超差，凸緣端面跳動(dòng)無超差，3#、5#的傳動(dòng)軸不平衡量超差。

表9 故障件拆解檢測(cè)

綜上所述，3個(gè)因素綜合作用導(dǎo)致扭振系統(tǒng)振動(dòng)加劇，從而引發(fā)異響：

(1)軸承振動(dòng)不良，導(dǎo)致磨損加劇，引起預(yù)緊力快速下降；

(2)凸緣止口跳動(dòng)超差；

(3)傳動(dòng)軸不平衡量過大。

3 改善方案驗(yàn)證

診斷分析確認(rèn)了異響故障的具體原因，為消除異響針對(duì)每一個(gè)問題點(diǎn)逐一采取改善措施。主減貢獻(xiàn)度最大，優(yōu)先改善軸承性能，由軸承廠商改善軸承振動(dòng)，較少異常磨損，保證軸承預(yù)緊力穩(wěn)定；凸緣止口跳動(dòng)由0.18調(diào)整至0.16，100%全檢測(cè)；由傳動(dòng)軸廠商嚴(yán)控傳動(dòng)軸不平衡量不大于15 g·cm。故障車3#、6#實(shí)施改善方案后異響噪聲得到了徹底改善，如圖10所示，改善前傳動(dòng)軸階次噪聲幾乎完全貢獻(xiàn)了車內(nèi)整體噪聲，改善后的傳動(dòng)軸階次噪聲下降了10 dB(A)，低于60 dB(A)，主觀感受無異響。方案可以徹底解決異響問題，最終固化方案調(diào)整工藝，問題關(guān)閉。

圖10 改善前后的噪聲對(duì)比

4 結(jié)論

針對(duì)傳動(dòng)軸階次異響問題，通過道路噪聲試驗(yàn)、完全析因貢獻(xiàn)度分析、樣件拆解檢查，發(fā)現(xiàn)軸承振動(dòng)量超標(biāo)、凸緣止口跳動(dòng)超差、傳動(dòng)軸不平衡量過大這3個(gè)因素共同作用，導(dǎo)致傳動(dòng)系扭振系統(tǒng)波動(dòng)過大，造成異響。最終根據(jù)成果，優(yōu)化工藝過程，即由軸承廠商改善軸承振動(dòng)，較少異常磨損，保證軸承預(yù)緊力穩(wěn)定，凸緣止口跳動(dòng)由0.18調(diào)整至0.16，100%全檢測(cè)，由傳動(dòng)軸廠商嚴(yán)控傳動(dòng)軸不平衡量不大于15 g·cm，是傳動(dòng)軸階次噪聲降低10 dB(A)，徹底解決異響問題，后期產(chǎn)品未再出現(xiàn)此問題。本文提出了一種新的研究和解決異響問題的方法，從系統(tǒng)的全局角度出發(fā)，運(yùn)用完全析因設(shè)計(jì)實(shí)驗(yàn)法，進(jìn)行極差分析、方差分析，得到各部件的異響貢獻(xiàn)度，確認(rèn)問題根本原因并解決。汽車問題往往伴有系統(tǒng)耦合因素，該方法有助于了解耦合各組件的影響關(guān)系，為解決同類問題提供了經(jīng)驗(yàn)和思路。