CN112303227B - 一种电动汽车减速器的轴向间隙控制方法 - Google Patents

一种电动汽车减速器的轴向间隙控制方法 Download PDF

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CN112303227B CN202011353949.1A CN202011353949A CN112303227B CN 112303227 B CN112303227 B CN 112303227B CN 202011353949 A CN202011353949 A CN 202011353949A CN 112303227 B CN112303227 B CN 112303227B
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Abstract

本发明公开了一种电动汽车减速器的轴向间隙控制方法，其利用满足轴承可靠性要求的轴向游隙来修正各个轴的轴向间隙下限，满足了轴承可靠性要求；利用整车试验进行车内异响测试分析和评价来确定各个轴的轴向间隙上限，显著降低了踩油门、松油门工况下出现的减速器轴向撞击异响；从而将电动汽车减速器的轴向间隙控制在合适的范围，使得电动汽车传动系统在满足可靠性要求的同时具有了优异的异响表现，能提升电动汽车的驾乘舒适性和品质感。

Description

一种电动汽车减速器的轴向间隙控制方法
技术领域
本发明属汽车传动系统减速器领域，具体涉及一种电动汽车减速器的轴向间隙控制方法。
背景技术
电动汽车减速器的轴向间隙是指减速器内部各个轴系的轴承外圈端面与壳体轴承室限位端面之间的空间，该轴向间隙是客观存在的。合适的轴向间隙可以使减速器综合性能处于最优状态；减速器的轴向间隙过小容易使减速器轴承寿命不达标，减速器的轴向间隙过大则容易引发撞击异响问题。
撞击异响问题是汽车传动系统常见的振动噪声(NVH)问题之一，若撞击引发的振动、噪声过大，被车内驾乘人员感知到，就会影响汽车驾乘舒适性，降低品质感。传动系统在承受扭矩突变或扭矩正负切换瞬间，各间隙位置可能发生撞击，激发结构振动，引发异响。踩油门(tip-in)、松油门(tip-out)工况是激发间隙撞击异响的最常见工况。相对传统燃油车而言，电动汽车因为引入能量回收工况，车辆滑行时动力传动系统承受了更大的负扭矩。此外，电机相比于内燃机而言具备更强的扭矩快速响应能力。这些因素加剧了tip-in及tip-out瞬间的扭矩变化剧烈程度，使得撞击异响更容易发生，从而对间隙控制提出了更高的要求。
电动汽车减速器的轴系通常采用斜齿轮传动，因此轴系在传递扭矩的过程中会受到轴向力的作用。车辆在踩油门、松油门瞬间，其动力传动系统在电驱动模式和能量回收模式之间快速切换，作用于各轴上的轴向力也发生方向切换。快速反转的轴向力驱动轴系轴向窜动，使得轴承端部间隙位置发生撞击，引发异响。该类异响在电动车中表现突出，严重影响用户驾乘体验。电动汽车的减速器内部存在多个齿轮轴，每个轴的轴向间隙(也可称之为轴承端部间隙)都是潜在的异响发生源头；因此，有必要对其减速器的轴向间隙进行控制。
发明内容
本发明的目的是提供一种电动汽车减速器的轴向间隙控制方法，以在保证轴承可靠性的情况下降低踩油门、松油门工况下出现的减速器轴向撞击异响。
本发明所述的电动汽车减速器的轴向间隙控制方法，包括：
获取减速器的第i个轴的轴向间隙初始范围
Figure BDA0002802097340000011
其中，
Figure BDA0002802097340000012
Figure BDA0002802097340000013
表示第i个轴的轴向间隙初始下限，
Figure BDA0002802097340000014
表示第i个轴的轴向间隙初始上限，Gi表示第i个轴的轴向间隙设计值，
Figure BDA0002802097340000021
表示第i个轴的尺寸链累计公差下限，
Figure BDA0002802097340000022
表示第i个轴的尺寸链累计公差上限，i依次取1至m的所有整数，m表示减速器具有的轴的总个数；
将第i个轴的轴向间隙初始下限
Figure BDA0002802097340000023
与满足轴承可靠性要求的第i个轴的轴向游隙
Figure BDA0002802097340000024
进行比较，如果
Figure BDA0002802097340000025
则使
Figure BDA0002802097340000026
(即将
Figure BDA0002802097340000027
作为第i个轴的轴向间隙下限
Figure BDA0002802097340000028
)，如果
Figure BDA0002802097340000029
则使
Figure BDA00028020973400000210
(即将
Figure BDA00028020973400000211
作为第i个轴的轴向间隙下限
Figure BDA00028020973400000212
)，从而得到满足轴承可靠性要求的第i个轴的轴向间隙范围
Figure BDA00028020973400000213
对减速器内除第i个轴之外的m-1个轴进行轴向预紧，消除该m-1个轴的轴向间隙，然后基于整车试验确定满足撞击异响指标时第i个轴的轴向间隙
Figure BDA00028020973400000214
并使
Figure BDA00028020973400000215
(即将
Figure BDA00028020973400000216
作为第i个轴的轴向间隙上限
Figure BDA00028020973400000217
)；
控制减速器的第i个轴的轴向间隙范围为
Figure BDA00028020973400000218
(即控制减速器的m个轴的轴向间隙范围分别为：
Figure BDA00028020973400000219
优选的，所述基于整车试验确定满足撞击异响指标时第i个轴的轴向间隙
Figure BDA00028020973400000220
的方法为：
步骤一、对满足轴承可靠性要求的第i个轴的轴向间隙范围
Figure BDA00028020973400000221
进行均匀划分，得到轴向间隙
Figure BDA00028020973400000222
并设定间隙改变次数j＝0，然后执行步骤二；其中，Δi表示第i个轴的轴向间隙划分步长，
Figure BDA00028020973400000223
n为整数且n≥2；
步骤二、在整车状态下使试验时减速器的第i个轴的轴向间隙
Figure BDA00028020973400000224
(即将
Figure BDA00028020973400000225
作为试验时减速器的第i个轴的轴向间隙Yi)，然后执行步骤三；
步骤三、进行踩油门和松油门工况异响测试和评价，得到车内响度突出量，然后执行步骤四；
步骤四、判断该车内响度突出量是否小于或等于预设的响度突出量阈值LN，如果是，则使
Figure BDA00028020973400000226
(即将Yi作为满足撞击异响指标时第i个轴的轴向间隙
Figure BDA00028020973400000227
)，然后结束，否则执行步骤五；
步骤五、判断间隙改变次数j是否等于n-1，如果是，则使
Figure BDA00028020973400000228
(即将
Figure BDA00028020973400000229
作为满足撞击异响指标时第i个轴的轴向间隙
Figure BDA00028020973400000230
)，然后结束，否则执行步骤六；
步骤六、使间隙改变次数j加1，然后返回执行步骤二。
优选的，所述m的取值为3，减速器的第1个轴为输入轴，减速器的第2个轴为中间轴，减速器的第3个轴为输出轴。
本发明利用满足轴承可靠性要求的轴向游隙来修正各个轴的轴向间隙下限，满足了轴承可靠性要求；利用整车试验进行车内异响测试分析和评价来确定各个轴的轴向间隙上限，显著降低了踩油门、松油门工况下出现的减速器轴向撞击异响；从而将电动汽车减速器的轴向间隙控制在合适的范围，使得电动汽车传动系统在满足可靠性要求的同时具有了优异的异响表现，提升了电动汽车的驾乘舒适性和品质感。
附图说明
图1为本实施例中的电动汽车减速器的结构图。
图2为本实施例中的电动汽车减速器的结构示意图。
图3为本实施例中电动汽车减速器在电动和发电模式下各轴组件的轴向受力示意图。
图4为本实施例中电动汽车减速器的轴向间隙示意图。
图5为本实施例中电动汽车减速器的轴向间隙控制方法流程图。
图6为本实施例中满足撞击异响指标时输入轴的轴向间隙
Figure BDA0002802097340000031
的确定方法流程图。
图7为本实施例中满足撞击异响指标时中间轴的轴向间隙
Figure BDA0002802097340000032
的确定方法流程图。
图8为本实施例中满足撞击异响指标时输出轴的轴向间隙
Figure BDA0002802097340000033
的确定方法流程图。
附图中的标记为：1-电机轴，2-输入轴，3-输入轴斜齿轮，4-输入轴球轴承，5-输入轴垫片，6-中间轴垫片，7-中间轴球轴承，8-中间轴第一斜齿轮，9-中间轴，10-中间轴第二斜齿轮，11-输出轴垫片，12-左壳体，13-输出轴斜齿轮，14-输出轴球轴承，15-差速齿轮组，16-输出轴，17-右壳体，18-左半轴，19-右半轴，20-虚线箭头表示电机发电模式轴向受力方向，21-实线箭头表示电动模式轴向受力方向，22-轴承外圈外表面与壳体轴承室之间的配合间隙(即轴向间隙)；A、H、I为花键啮合副；B、C、D、E、F、G为齿轮啮合副。
具体实施方式
如图1至图4所示的固定速比单档两级减速器是当前电动汽车减速器的主流类型，下面首先对此类减速器结构和异响机理进行简要说明，然后再详细阐述其轴向间隙控制方法。
如图1、图2所示，减速器的轴向撞击发生在输入轴2、中间轴9和输出轴16的支撑轴承与相应轴承室限位端面之间的间隙处。车辆处于驱动工况时轴系的轴向受力方向如图3的实线箭头21所示，滑行工况时轴系的轴向受力方向发生反转，如图3的虚线箭头20所示。因此，当车辆处于踩油门(tip-in)和松油门(tip-out)工况时轴系轴向受力方向反转，轴发生轴向位移，轴承端部间隙处出现轴向撞击。根据撞击动能公式
Figure BDA0002802097340000041
(其中x为位移、k为确定的比例系数，Tq(t)为电机扭矩，f为轴向阻力)可知，未安装垫片时撞击行程较大，故撞击能量较大，产生不可接受的轴向撞击异响。压缩减速器的轴向间隙的大小可有效降低轴向撞击异响。
从减速器轴向撞击异响控制的角度考虑，应尽可能压缩轴向间隙以达到控制车内减速器撞击异响的目的，然而过度压缩轴向间隙会导致轴承游隙降至合理的轴向游隙以下，造成轴承可靠性降低，因此轴向间隙下限应不小于轴承的轴向游隙设计要求。减速器的轴向间隙大小控制主要基于两个指标：减速器可靠性和车内异响响度。
本实施例中描述的电动汽车减速器总共具有3个轴，减速器的第1个轴(i＝1)为输入轴2，减速器的第2个轴(i＝2)为中间轴9，减速器的第3个轴(i＝3)为输出轴16。
如图5所示，上述减速器的轴向间隙控制方法，包括：
第一步、获取减速器的输入轴2、中间轴9、输出轴16的轴向间隙初始范围。
减速器的输入轴2的轴向间隙初始范围为
Figure BDA0002802097340000042
其中，
Figure BDA0002802097340000043
Figure BDA0002802097340000044
表示输入轴的轴向间隙初始下限，
Figure BDA0002802097340000045
表示输入轴的轴向间隙初始上限，G1表示输入轴的轴向间隙设计值，
Figure BDA0002802097340000046
表示输入轴的尺寸链累计公差下限，
Figure BDA0002802097340000047
表示输入轴的尺寸链累计公差上限。减速器的中间轴9的轴向间隙初始范围为
Figure BDA0002802097340000048
其中，
Figure BDA0002802097340000049
Figure BDA00028020973400000410
表示中间轴的轴向间隙初始下限，
Figure BDA00028020973400000411
表示中间轴的轴向间隙初始上限，G2表示中间轴的轴向间隙设计值，
Figure BDA00028020973400000412
表示中间轴的尺寸链累计公差下限，
Figure BDA00028020973400000413
表示中间轴的尺寸链累计公差上限。减速器的输出轴16的轴向间隙初始范围为
Figure BDA00028020973400000414
其中，
Figure BDA00028020973400000415
Figure BDA00028020973400000416
Figure BDA00028020973400000417
表示输出轴的轴向间隙初始下限，
Figure BDA00028020973400000418
表示输出轴的轴向间隙初始上限，G3表示输出轴的轴向间隙设计值，
Figure BDA00028020973400000419
表示输出轴的尺寸链累计公差下限，
Figure BDA00028020973400000420
表示输出轴的尺寸链累计公差上限。
第二步、确定减速器的输入轴2的轴向间隙下限
Figure BDA00028020973400000421
中间轴9的轴向间隙下限
Figure BDA00028020973400000422
输出轴16的轴向间隙下限
Figure BDA00028020973400000423
将输入轴2的轴向间隙初始下限
Figure BDA00028020973400000424
与满足轴承可靠性要求的输入轴的轴向游隙
Figure BDA00028020973400000425
进行比较，如果
Figure BDA0002802097340000051
则将
Figure BDA0002802097340000052
作为输入轴的轴向间隙下限
Figure BDA0002802097340000053
如果
Figure BDA0002802097340000054
则将
Figure BDA0002802097340000055
作为输入轴的轴向间隙下限
Figure BDA0002802097340000056
从而得到满足轴承可靠性要求的输入轴的轴向间隙范围
Figure BDA0002802097340000057
将中间轴9的轴向间隙初始下限
Figure BDA0002802097340000058
与满足轴承可靠性要求的中间轴的轴向游隙
Figure BDA0002802097340000059
进行比较，如果
Figure BDA00028020973400000510
则将
Figure BDA00028020973400000511
作为中间轴的轴向间隙下限
Figure BDA00028020973400000512
如果
Figure BDA00028020973400000513
则将
Figure BDA00028020973400000514
作为中间轴的轴向间隙下限
Figure BDA00028020973400000515
从而得到满足轴承可靠性要求的中间轴的轴向间隙范围
Figure BDA00028020973400000516
将输出轴16的轴向间隙初始下限
Figure BDA00028020973400000517
与满足轴承可靠性要求的输出轴的轴向游隙
Figure BDA00028020973400000518
进行比较，如果
Figure BDA00028020973400000519
则将
Figure BDA00028020973400000520
作为输出轴的轴向间隙下限
Figure BDA00028020973400000521
如果
Figure BDA00028020973400000522
则将
Figure BDA00028020973400000523
作为输出轴的轴向间隙下限
Figure BDA00028020973400000524
从而得到满足轴承可靠性要求的输出轴的轴向间隙范围
Figure BDA00028020973400000525
第三步、确定减速器的输入轴2的轴向间隙上限
Figure BDA00028020973400000526
对中间轴9和输出轴16进行轴向预紧，消除中间轴9的轴向间隙和输出轴16的轴向间隙，排除中间轴和输出轴的撞击异响影响，并基于整车试验确定满足撞击异响指标时输入轴的轴向间隙
Figure BDA00028020973400000527
并将
Figure BDA00028020973400000528
作为输入轴的轴向间隙上限
Figure BDA00028020973400000529
如图6所示，
Figure BDA00028020973400000530
的具体确定方法包括：
步骤一、对满足轴承可靠性要求的输入轴2的轴向间隙范围
Figure BDA00028020973400000531
进行均匀划分，得到轴向间隙
Figure BDA00028020973400000532
并设定间隙改变次数j＝0，然后执行步骤二；其中，Δ1表示输入轴的轴向间隙划分步长，
Figure BDA00028020973400000533
n为整数且n≥2(n可以根据实际试验需要取大于或等于2的整数)；
步骤二、在整车状态下使试验时减速器的输入轴的轴向间隙
Figure BDA00028020973400000534
(即将
Figure BDA00028020973400000535
作为试验时减速器的输入轴的轴向间隙Y1)，然后执行步骤三；
步骤三、进行踩油门和松油门工况异响测试和评价，得到车内响度突出量，然后执行步骤四；
步骤四、判断该车内响度突出量是否小于或等于预设的响度突出量阈值LN，如果是，则使
Figure BDA0002802097340000061
(即将Y1作为满足撞击异响指标时输入轴的轴向间隙
Figure BDA0002802097340000062
)，然后结束，否则执行步骤五；
步骤五、判断间隙改变次数j是否等于n-1，如果是，则使
Figure BDA0002802097340000063
(即将
Figure BDA0002802097340000064
作为满足撞击异响指标时输入轴的轴向间隙
Figure BDA0002802097340000065
)，在成本和工艺允许的情况下将输入轴的轴向间隙上限控制到与
Figure BDA0002802097340000066
尽量接近，然后结束，否则执行步骤六；
步骤六、使间隙改变次数j加1，然后返回执行步骤二。
第四步、确定减速器的中间轴9的轴向间隙上限
Figure BDA0002802097340000067
对输入轴2和输出轴16进行轴向预紧，消除输入轴2的轴向间隙和输出轴16的轴向间隙，排除输入轴和输出轴的撞击异响影响，并基于整车试验确定满足撞击异响指标时中间轴的轴向间隙
Figure BDA0002802097340000068
并将
Figure BDA0002802097340000069
作为中间轴的轴向间隙上限
Figure BDA00028020973400000610
如图7所示，
Figure BDA00028020973400000611
的具体确定方法包括：
步骤一、对满足轴承可靠性要求的中间轴9的轴向间隙范围
Figure BDA00028020973400000612
进行均匀划分，得到轴向间隙
Figure BDA00028020973400000613
并设定间隙改变次数j＝0，然后执行步骤二；其中，Δ2表示中间轴的轴向间隙划分步长，
Figure BDA00028020973400000614
n为整数且n≥2(n可以根据实际试验需要取大于或等于2的整数)；
步骤二、在整车状态下使试验时减速器的中间轴的轴向间隙
Figure BDA00028020973400000615
(即将
Figure BDA00028020973400000616
作为试验时减速器的中间轴的轴向间隙Y2)，然后执行步骤三；
步骤三、进行踩油门和松油门工况异响测试和评价，得到车内响度突出量，然后执行步骤四；
步骤四、判断该车内响度突出量是否小于或等于预设的响度突出量阈值LN，如果是，则使
Figure BDA00028020973400000617
(即将Y2作为满足撞击异响指标时中间轴的轴向间隙
Figure BDA00028020973400000618
)，然后结束，否则执行步骤五；
步骤五、判断间隙改变次数j是否等于n-1，如果是，则使
Figure BDA00028020973400000619
(即将
Figure BDA00028020973400000620
作为满足撞击异响指标时中间轴的轴向间隙
Figure BDA00028020973400000621
)，在成本和工艺允许的情况下将中间轴的轴向间隙上限控制到与
Figure BDA00028020973400000622
尽量接近，然后结束，否则执行步骤六；
步骤六、使间隙改变次数j加1，然后返回执行步骤二。
第五步、确定减速器的输出轴16的轴向间隙上限
Figure BDA0002802097340000071
对输入轴2和中间轴9进行轴向预紧，消除输入轴2的轴向间隙和中间轴9的轴向间隙，排除输入轴和中间轴的撞击异响影响，并基于整车试验确定满足撞击异响指标时输出轴的轴向间隙
Figure BDA0002802097340000072
并将
Figure BDA0002802097340000073
作为输出轴的轴向间隙上限
Figure BDA0002802097340000074
如图8所示，
Figure BDA0002802097340000075
的具体确定方法包括：
步骤一、对满足轴承可靠性要求的输出轴16的轴向间隙范围
Figure BDA0002802097340000076
进行均匀划分，得到轴向间隙
Figure BDA0002802097340000077
并设定间隙改变次数j＝0，然后执行步骤二；其中，Δ3表示输出轴的轴向间隙划分步长，
Figure BDA0002802097340000078
n为整数且n≥2(n可以根据实际试验需要取大于或等于2的整数)；
步骤二、在整车状态下使试验时减速器的输出轴的轴向间隙
Figure BDA0002802097340000079
(即将
Figure BDA00028020973400000710
作为试验时减速器的输出轴的轴向间隙Y3)，然后执行步骤三；
步骤三、进行踩油门和松油门工况异响测试和评价，得到车内响度突出量，然后执行步骤四；
步骤四、判断该车内响度突出量是否小于或等于预设的响度突出量阈值LN，如果是，则使
Figure BDA00028020973400000711
(即将Y3作为满足撞击异响指标时输出轴的轴向间隙
Figure BDA00028020973400000712
)，然后结束，否则执行步骤五；
步骤五、判断间隙改变次数j是否等于n-1，如果是，则使
Figure BDA00028020973400000713
(即将
Figure BDA00028020973400000714
作为满足撞击异响指标时输出轴的轴向间隙
Figure BDA00028020973400000715
)，在成本和工艺允许的情况下将输出轴的轴向间隙上限控制到与
Figure BDA00028020973400000716
尽量接近，然后结束，否则执行步骤六；
步骤六、使间隙改变次数j加1，然后返回执行步骤二。
第六步、控制减速器的输入轴2的轴向间隙范围为
Figure BDA00028020973400000717
中间轴9的轴向间隙范围为
Figure BDA00028020973400000718
输出轴16的轴向间隙范围为
Figure BDA00028020973400000719

Claims (3)

1.一种电动汽车减速器的轴向间隙控制方法，其特征在于，包括：
获取减速器的第i个轴的轴向间隙初始范围
Figure FDA0002802097330000011
其中，
Figure FDA0002802097330000012
Figure FDA0002802097330000013
表示第i个轴的轴向间隙初始下限，
Figure FDA0002802097330000014
表示第i个轴的轴向间隙初始上限，Gi表示第i个轴的轴向间隙设计值，
Figure FDA0002802097330000015
表示第i个轴的尺寸链累计公差下限，
Figure FDA0002802097330000016
表示第i个轴的尺寸链累计公差上限，i依次取1至m的所有整数，m表示减速器具有的轴的总个数；
将
Figure FDA0002802097330000017
与
Figure FDA0002802097330000018
进行比较，如果
Figure FDA0002802097330000019
则使
Figure FDA00028020973300000110
如果
Figure FDA00028020973300000111
则使
Figure FDA00028020973300000112
得到满足轴承可靠性要求的第i个轴的轴向间隙范围
Figure FDA00028020973300000113
其中，
Figure FDA00028020973300000114
表示满足轴承可靠性要求的第i个轴的轴向游隙，
Figure FDA00028020973300000115
表示第i个轴的轴向间隙下限；
对减速器内除第i个轴之外的m-1个轴进行轴向预紧，消除该m-1个轴的轴向间隙，然后基于整车试验确定满足撞击异响指标时第i个轴的轴向间隙
Figure FDA00028020973300000116
并使
Figure FDA00028020973300000117
其中，
Figure FDA00028020973300000118
表示第i个轴的轴向间隙上限；
控制减速器的第i个轴的轴向间隙范围为
Figure FDA00028020973300000119
2.根据权利要求1所述的电动汽车减速器的轴向间隙控制方法，其特征在于，所述基于整车试验确定满足撞击异响指标时第i个轴的轴向间隙
Figure FDA00028020973300000120
的方法为：
步骤一、对所述轴向间隙范围
Figure FDA00028020973300000121
进行均匀划分，得到轴向间隙
Figure FDA00028020973300000122
并设定间隙改变次数j＝0，然后执行步骤二；其中，Δi表示第i个轴的轴向间隙划分步长，
Figure FDA00028020973300000123
n为整数且n≥2；
步骤二、在整车状态下使试验时减速器的第i个轴的轴向间隙
Figure FDA00028020973300000124
然后执行步骤三；
步骤三、进行踩油门和松油门工况异响测试和评价，得到车内响度突出量，然后执行步骤四；
步骤四、判断该车内响度突出量是否小于或等于预设的响度突出量阈值LN，如果是，则使
Figure FDA00028020973300000125
然后结束，否则执行步骤五；
步骤五、判断间隙改变次数j是否等于n-1，如果是，则使
Figure FDA00028020973300000126
然后结束，否则执行步骤六；
步骤六、使间隙改变次数j加1，然后返回执行步骤二。
3.根据权利要求1或2所述的电动汽车减速器的轴向间隙控制方法，其特征在于：所述m的取值为3，减速器的第1个轴为输入轴，减速器的第2个轴为中间轴，减速器的第3个轴为输出轴。
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