目前,對降低電動機噪聲的研究大多集中在消除電動機電磁噪聲，如何消除電動機機械噪聲的研究較少。在此，對新能源汽車驅動電動機機械噪聲進行研究，分析電動機噪聲的來源及電機軸承的受力情況，從電機軸承材料、參數選擇對電機軸承進行優化。

1、 電機軸承受力分析

不同類型的新能源汽車，其動力總成結構不同，典型代表有中央電動機橫置驅動結構、中央電動機直驅動力結構、中央電動機皮帶傳動結構和輪轂/輪邊電動機結構，每種動力總成結構都有其獨有的特點。選取中央電動機皮帶傳動動力總成為研究對象，如圖1所示。

圖1 中央電動機皮帶傳動結構

Fig.1 Belt drive structure of central motor

軸承是電動機的關鍵零部件，其選型至關重要。電動機結構設計的主要任務之一就是計算軸承設計壽命及疲勞壽命，確定軸承尺寸。軸承選型不僅要考慮潤滑脂老化引起的潤滑脂壽命、磨損、噪聲，還要根據電動機用途對軸承精度、配合、游隙、保持架、潤滑脂、密封結構、裝卸及其他特殊要求綜合評估[8]。

皮帶傳動結構(圖2)對電動機輸出端的皮帶徑向力與電動機轉子重力的夾角為60°。在不同轉速n下電動機輸出端持續受到不同的皮帶徑向拉力，電機軸承受力如圖3所示，將測力計安裝在皮帶上可測得皮帶徑向力，電動機前后端軸承所受徑向力與皮帶徑向力有如下關系

(1)

式中：Fnet為皮帶徑向力；F1,F2分別為電動機前后端軸承所受徑向力；Lnet為皮帶至電動機后端軸承的中心距；L1為電動機前后端軸承中心距。

1—電動機中心軸；2—電動機前端蓋；3—電動機后端蓋；4—電動機后端軸承；5—電動機前端軸承。

圖2 皮帶傳動結構示意圖

Fig.2 Diagram of belt drive structure

1—電動機中心軸；2—電動機輸出端；3—電動機前端蓋;4—電動機后端蓋。

圖3 電機軸承受力簡圖

Fig.3 Forces of motor bearing

根據(1)式可得在不同轉速n下電動機前后端軸承所受的徑向力，結果見表1。

表1 不同轉速下電機軸承所受徑向力

Tab.1 Radial forces of motor bearings under different rotational speeds

為分析電動機前后端軸承對噪聲的貢獻，制作了滿足壽命要求的10臺電動機作為試驗樣品，電動機前后端軸承分別選用6308-2Z/C3GJN，6206-2Z/C3GJN，主要參數見表2。

表2 電動機前后端軸承主要參數

Tab.2 Main parameters of front and rear bearings for motor

2 、電動機噪聲分析

首先測試電動機工作性能，滿足要求后再測試NVH性能。

電動機安裝在測試臺架上，測試臺架原理同圖1，電動機前后端蓋表面各粘貼一個振動傳感器，麥克風懸置固定在距離小帶輪10 cm處。

空載下使電動機轉動，采用聲級計測得不同轉速下電動機噪聲分貝值在80 dB以下，表現正常。

將電動機裝上臺架并加載皮帶徑向力測試，調整皮帶徑向力為1 600 N，電動機轉速為300 r/min，使用聽診器聽到電動機發出嘀嗒聲。將電動機轉速增加到500 r/min，嘀嗒聲仍然存在。

進一步采用NVH專業設備(西門子LMS便攜式振動噪聲分析儀)采集電動機噪聲，分別在電動機前后端蓋布置振動傳感器，麥克風布置在小帶輪前端，電動機轉速分別為300，500 r/min時電動機噪聲頻譜如圖4所示。

由圖4a可知：電動機異常聲的頻率在2 800～3 000 Hz之間，噪聲頻率為

電動機轉軸轉動頻率為

可得電動機前端軸承保持架轉動頻率為

圖4 電動機噪聲頻譜

Fig.4 Frequency spectrum of motor noise

式中：Dw為鋼球直徑；Dpw為球組節圓直徑；α為接觸角。

由圖4b可知：電動機異常聲的頻率同樣在2 800～3 000 Hz之間，噪聲頻率為

電動機轉軸轉動頻率為

保持架轉動頻率為

綜上分析可知：保持架轉動頻率與電動機異常聲頻率接近，初步判斷電動機嘀嗒聲是由保持架與鋼球(或軌道輪)碰撞產生。

3、 優化設計方案及試驗驗證

3.1 優化設計方案

保持架與鋼球之間存在間隙，撞擊所產生的振動無法完全避免。降低保持架噪聲的方法主要有：1)增大軸承裝配后的預緊量；2)優化保持架內圓兜孔直徑，減小間隙量；3)采用輕量化、耐沖擊、低噪聲、適合高速回轉的工程塑料保持架。根據軸承實際使用工況，選擇工程塑料保持架來降低噪聲。

3.2 試驗驗證

選取工程塑料保持架C3游隙軸承與鋼保持架C3游隙軸承進行異常聲對比。同一尺寸的工程塑料保持架軸承有2種型號，采用油脂不同，使用溫度范圍也有差別,根據電動機實際裝車狀態，選擇耐溫范圍更寬的E2系列，主要參數見表3。

表3 尼龍保持架軸承主要參數

Tab.3 Main parameters of bearing with nylon cage

選取3臺電動機，對3臺電動機的前后端軸承進行了一系列的排列組合試裝，驗證電動機是否有異常聲，結果見表4。

由表4可知：僅在前后端軸承全部換成工程塑料保持架時電動機異常聲才會消失，這也驗證了先前的測試結論。

為進一步驗證，選擇NVH測試設備對3臺前后端軸承均換為工程塑料保持架的電動機進行測試。在不同皮帶徑向力和轉速下采集的裝有鋼保持架C3游隙軸承和工程塑料保持架C3游隙軸承的電動機噪聲頻譜如圖5所示，鋼保持架軸承的噪聲要高于工程塑料保持架。

表4 不同軸承組合下電動機噪聲表現

Tab.4 Noise performances of motor with different bearing combinations

綜上分析可知，采用工程塑料保持架可降低噪聲。

圖5 不同徑向力和轉速下電動機噪聲頻譜

Fig.5 Frequency spectrum of motor noise under different radial forces and rotational speeds

4、 軸承游隙對電動機噪聲的影響

大多數情況下，軸承運行時需留有一定的游隙，最佳工作游隙一般為接近于零的正值。軸承類型和尺寸不同，安裝前的初始游隙和安裝后的允許游隙減小量也不同。過盈配合時游隙減小量大，則需要更大的初始游隙，以防止軸承預緊量過小(負游隙)。

預緊有好處，也有風險。對軸承剛性要求較高，或軸承存在極輕載荷或無外載荷時，需要輕微預緊。若預緊量過大，可能導致軸承過熱，進一步增加預緊、摩擦和熱量。該情況將一直持續，直至軸承被卡死。

要確定軸承初始游隙，需首先確定軸承運轉時所需的工作游隙。影響軸承工作游隙的因素很多，要綜合考慮軸承公差、配合和組件溫度的影響。軸承所需初始游隙可表示為

G=Gop+ΔGfit+ΔGtemp，

(2)

式中：Gop為軸承工作游隙；ΔGfit為由配合引起的游隙減小量；ΔGtemp為由溫差引起的游隙減小量。

對裝有不同游隙軸承的電動機進行噪聲測試，試驗方案見表5(除游隙外，軸承其余參數均相同)。前后端軸承游隙由C3調整至CN時，根據壽命計算，油脂壽命增加了16.7%，軸承壽命增加了6.9%，均滿足壽命要求，裝機測試無異常聲。電動機噪聲頻譜如圖6所示：游隙越小，電動機噪聲越小。

表5 不同游隙軸承組合時電動機噪聲表現

Tab.5 Noise performances of motor with bearing of different clearance combinations

5 結束語

針對新能源汽車驅動電動機機械噪聲問題進行研究，對電機軸承的受力情況及電動機噪聲來源進行分析，并提出采用工程塑料保持架來代替鋼保持架，以及選取合適的軸承游隙來降低電動機噪聲的方法。試驗結果表明，該方法可以有效降低電動機噪聲。

圖6 不同游隙下電動機噪聲頻譜

審核編輯：郭婷