新能源汽车驱动电机轴承噪声分析及改进措施

目前,对降低电动机噪声的研究大多集中在消除电动机电磁噪声，如何消除电动机机械噪声的研究较少。在此，对新能源汽车驱动电动机机械噪声进行研究，分析电动机噪声的来源及电机轴承的受力情况，从电机轴承材料、参数选择对电机轴承进行优化。

1 电机轴承受力分析

不同类型的新能源汽车，其动力总成结构不同，典型代表有中央电动机横置驱动结构、中央电动机直驱动力结构、中央电动机皮带传动结构和轮毂/轮边电动机结构，每种动力总成结构都有其独有的特点。选取中央电动机皮带传动动力总成为研究对象，如图1所示。

图1 中央电动机皮带传动结构

Fig.1 Belt drive structure of central motor

轴承是电动机的关键零部件，其选型至关重要。电动机结构设计的主要任务之一就是计算轴承设计寿命及疲劳寿命，确定轴承尺寸。轴承选型不仅要考虑润滑脂老化引起的润滑脂寿命、磨损、噪声，还要根据电动机用途对轴承精度、配合、游隙、保持架、润滑脂、密封结构、装卸及其他特殊要求综合评估[8]。

皮带传动结构(图2)对电动机输出端的皮带径向力与电动机转子重力的夹角为60°。在不同转速n下电动机输出端持续受到不同的皮带径向拉力，电机轴承受力如图3所示，将测力计安装在皮带上可测得皮带径向力，电动机前后端轴承所受径向力与皮带径向力有如下关系

(1)

式中：Fnet为皮带径向力；F1,F2分别为电动机前后端轴承所受径向力；Lnet为皮带至电动机后端轴承的中心距；L1为电动机前后端轴承中心距。

1—电动机中心轴；2—电动机前端盖；3—电动机后端盖；4—电动机后端轴承；5—电动机前端轴承。

图2 皮带传动结构示意图

Fig.2 Diagram of belt drive structure

1—电动机中心轴；2—电动机输出端；3—电动机前端盖;4—电动机后端盖。

图3 电机轴承受力简图

Fig.3 Forces of motor bearing

根据(1)式可得在不同转速n下电动机前后端轴承所受的径向力，结果见表1。

表1 不同转速下电机轴承所受径向力

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

为分析电动机前后端轴承对噪声的贡献，制作了满足寿命要求的10台电动机作为试验样品，电动机前后端轴承分别选用6308-2Z/C3GJN，6206-2Z/C3GJN，主要参数见表2。

表2 电动机前后端轴承主要参数

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

2 电动机噪声分析

首先测试电动机工作性能，满足要求后再测试NVH性能。

电动机安装在测试台架上，测试台架原理同图1，电动机前后端盖表面各粘贴一个振动传感器，麦克风悬置固定在距离小带轮10 cm处。

空载下使电动机转动，采用声级计测得不同转速下电动机噪声分贝值在80 dB以下，表现正常。

将电动机装上台架并加载皮带径向力测试，调整皮带径向力为1 600 N，电动机转速为300 r/min，使用听诊器听到电动机发出嘀嗒声。将电动机转速增加到500 r/min，嘀嗒声仍然存在。

进一步采用NVH专业设备(西门子LMS便携式振动噪声分析仪)采集电动机噪声，分别在电动机前后端盖布置振动传感器，麦克风布置在小带轮前端，电动机转速分别为300，500 r/min时电动机噪声频谱如图4所示。

由图4a可知：电动机异常声的频率在2 800～3 000 Hz之间，噪声频率为

电动机转轴转动频率为

可得电动机前端轴承保持架转动频率为

图4 电动机噪声频谱

Fig.4 Frequency spectrum of motor noise

式中：Dw为钢球直径；Dpw为球组节圆直径；α为接触角。

由图4b可知：电动机异常声的频率同样在2 800～3 000 Hz之间，噪声频率为

电动机转轴转动频率为

保持架转动频率为

综上分析可知：保持架转动频率与电动机异常声频率接近，初步判断电动机嘀嗒声是由保持架与钢球(或轨道轮)碰撞产生。

3 优化设计方案及试验验证

3.1 优化设计方案

保持架与钢球之间存在间隙，撞击所产生的振动无法完全避免。降低保持架噪声的方法主要有：1)增大轴承装配后的预紧量；2)优化保持架内圆兜孔直径，减小间隙量；3)采用轻量化、耐冲击、低噪声、适合高速回转的工程塑料保持架。根据轴承实际使用工况，选择工程塑料保持架来降低噪声。

3.2 试验验证

选取工程塑料保持架C3游隙轴承与钢保持架C3游隙轴承进行异常声对比。同一尺寸的工程塑料保持架轴承有2种型号，采用油脂不同，使用温度范围也有差别,根据电动机实际装车状态，选择耐温范围更宽的E2系列，主要参数见表3。

表3 尼龙保持架轴承主要参数

Tab.3 Main parameters of bearing with nylon cage

选取3台电动机，对3台电动机的前后端轴承进行了一系列的排列组合试装，验证电动机是否有异常声，结果见表4。

由表4可知：仅在前后端轴承全部换成工程塑料保持架时电动机异常声才会消失，这也验证了先前的测试结论。

为进一步验证，选择NVH测试设备对3台前后端轴承均换为工程塑料保持架的电动机进行测试。在不同皮带径向力和转速下采集的装有钢保持架C3游隙轴承和工程塑料保持架C3游隙轴承的电动机噪声频谱如图5所示，钢保持架轴承的噪声要高于工程塑料保持架。

表4 不同轴承组合下电动机噪声表现

Tab.4 Noise performances of motor with different bearing combinations

综上分析可知，采用工程塑料保持架可降低噪声。

图5 不同径向力和转速下电动机噪声频谱

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

4 轴承游隙对电动机噪声的影响

大多数情况下，轴承运行时需留有一定的游隙，最佳工作游隙一般为接近于零的正值。轴承类型和尺寸不同，安装前的初始游隙和安装后的允许游隙减小量也不同。过盈配合时游隙减小量大，则需要更大的初始游隙，以防止轴承预紧量过小(负游隙)。

预紧有好处，也有风险。对轴承刚性要求较高，或轴承存在极轻载荷或无外载荷时，需要轻微预紧。若预紧量过大，可能导致轴承过热，进一步增加预紧、摩擦和热量。该情况将一直持续，直至轴承被卡死。

要确定轴承初始游隙，需首先确定轴承运转时所需的工作游隙。影响轴承工作游隙的因素很多，要综合考虑轴承公差、配合和组件温度的影响。轴承所需初始游隙可表示为

G=Gop+ΔGfit+ΔGtemp，

(2)

式中：Gop为轴承工作游隙；ΔGfit为由配合引起的游隙减小量；ΔGtemp为由温差引起的游隙减小量。

对装有不同游隙轴承的电动机进行噪声测试，试验方案见表5(除游隙外，轴承其余参数均相同)。前后端轴承游隙由C3调整至CN时，根据寿命计算，油脂寿命增加了16.7%，轴承寿命增加了6.9%，均满足寿命要求，装机测试无异常声。电动机噪声频谱如图6所示：游隙越小，电动机噪声越小。

表5 不同游隙轴承组合时电动机噪声表现

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

5 结束语

针对新能源汽车驱动电动机机械噪声问题进行研究，对电机轴承的受力情况及电动机噪声来源进行分析，并提出采用工程塑料保持架来代替钢保持架，以及选取合适的轴承游隙来降低电动机噪声的方法。试验结果表明，该方法可以有效降低电动机噪声。

图6 不同游隙下电动机噪声频谱

Fig.6 Frequency spectrum of motor noise under different clearances