集中式驅動純電動車振動特性試驗研究

于 蓬，王曉華，章 桐，3，孫 玲，郭 榮

(1.同濟大學 新能源汽車工程中心，上海 201804;2.同濟大學 汽車學院，上海 201804;3.同濟大學 中德學院，上海 201804)

通常認為電動車振動、噪聲小于傳統車。由于驅動源內燃機被替代，原有“掩蔽效應”隨之消失，一些車輛運行中不易察覺的振動、噪聲問題凸顯，如懸置系統瞬態振動、傳動系統扭轉振動、電機嘯叫、齒輪嘯叫、電磁噪聲等，構成電動車NVH的新特性，使汽車NVH研究領域向外延展，給汽車設計帶來新挑戰［1］。

近年來，已有對新能源汽車的振動、噪聲問題進行的試驗研究［2－14］。而研究對象有混合動力汽車、純電動汽車、燃料電池汽車等，目標基本相同，即針對新能源車的NVH問題試驗、分析，闡明振噪特性。因此，量產電動車的NVH問題已成關注重點。

本文以某集中驅動式純電動車為研究對象，進行全面振動及模態試驗，據試驗結果總結其有別于傳統車的新特性，為解決相關工程問題提供試驗支持。

1 試驗用車及動力傳動系統

設整車坐標系為:車輛前進的反方向為X軸正向，駕駛員右手側為Y軸正向，豎直向上為Z軸正向。該車采用前置前驅式形式，驅動力由電機輸出，經減速器、差速器輸出到左右半軸驅動車輛前進。電機動力總成由電機與減/差速器組成，并通過3個懸置與副車架相連。選整車坐標系OXYZ為參考坐標系，在電機動力總成質心處建立質心坐標系OcXYZ，坐標軸分別與參考坐標系OXYZ坐標軸平行、同向。該車電機動力總成結構及質心坐標系見圖1，動力傳動系統模型(電機轉子到車輪)見圖2。

2 試驗方案

2.1 試驗目的

圖1 電機動力總成三維模型Fig.1 3D model of the motor driven power train

圖2 傳動系統模型Fig.2 Drive train model

據純電動車特征，采集各工況(穩態、瞬態、反拖、怠速)振動信號，記錄電機電流、轉速、轉矩及車速等信息。通過對試驗結果處理全面獲取電動車的振動信號。信號采集由5個布設于動力總成表面、6個布設于懸置系統支架主被動端、1個布設于座椅導軌處、1個布設于懸掛上止點及1個布設于方向盤處共14個三向加速度傳感器完成;電機轉矩、轉速采集由CANCASE獲取，電流信號由示波器獲得。

2.2 試驗設備

試驗在消聲轉鼓試驗室進行，試驗現場見圖3。設備為:① 純電動車樣車;② 5個三向加速度傳感器、27個單向加速度傳感器;③ 記錄、分析、處理振噪信號設備LMS Testlab;④ 記錄轉矩轉速車速信號設備CANCASE/CANnape;⑤ 記錄驅動電機電流信號設備LeC-roy HDO4034高分辨率示波器;⑥ 記錄試驗過程照相機。

圖3 整車聲振試驗現場Fig.3 Vibration and noise test

2.3 試驗工況

試驗過程按國家標準GB/T14365－93《機動車輛噪聲測量方法》布置振動加速度傳感器，主要測試工況有:①“怠速”工況:接通電源電機不驅動，用于配合查找振動源;② 穩速工況:在10～80 km/h穩速巡航條件下每間隔10 km/h測量一次;③ 瞬態工況:選取0～10/20/30/40(POT)/50/(POT)60(POT)/70/(WOT)80(WOT)km/h振動樣本，便于全面分析整個加速過程中振動特性，記錄電機轉矩轉速車速在車輛突加突減情況下測量信號，用于分析傳動系統扭轉振動;④轉鼓拖動工況:轉鼓帶動車輪速度從10～80 km/h巡航，每間隔10 km/h測量一次，用于配合查找振動源。另外，試驗前充滿電，全過程記錄SOC值，避免因電池性能大幅波動造成測試誤差。

3 試驗結果

3.1 激勵階次及傳遞路徑分析

3.1.1 電機殼體測點處階次

進行0～80 km/h瞬態加速工況下加速度時域響應獲取，并對測點信號進行階次分析。以電機處某測點數據處理結果為例，見圖4。由圖4看出，轉子基頻4、8、10、12、16、20、24、40、48 及 58 倍 10 個階次振動幅值較大。其中，4、8、12、16、20、24、48 倍對應驅動電機(電機極對數 p=4)變頻器供電頻率的 1、2、3、4、5、6、12倍［15］:引起1倍電流基頻原因為電流檢測時直流偏移檢測誤差、恒定電流成分、有限編碼器分辨率限制等;引起2、4倍頻原因為電流檢測時增益失配、相位偏差及諧波電流影響等;引起3、5倍頻原因為偶數倍諧波電流;引起6、12倍頻原因為諧波電流、定轉子氣隙磁場分布不均勻及PWM逆變器開關頻率影響等。諸多偏差反饋到傳感器中造成轉矩計算偏差，從而產生輸出轉矩階次波動。而10、20、40、58倍階次振動與減/差速器結構及速比i有關。其中20階次與電機供電電流諧波、減差速器均相關。

為進一步揭示由電流因素引起的電機轉矩波動，取車速v=40 km/h穩態工況，某向電流時域變化曲線及頻譜分析結果見圖5，此工況對應電流基頻f=178 Hz(f=vip/(7.2πr)，r為車輪半徑)。此外在 356 Hz、712 Hz、892 Hz、1247 Hz、2317 Hz等電流諧波頻率處也存在峰值，分別為電流的 1、2、4、5、7、13 倍頻率，將分別產生轉子基頻 4、8、16、20、28、42 倍的轉矩波動。結合圖4幅值可知，1247 Hz、2317 Hz處電流幅值雖較大，但由于階次較高，產生的轉矩波動幅值不及低階次電流諧波影響及減差速器結構因素引發階次振動幅值大。

圖4 電機某測點加速度階次圖Fig.4 Acceleration order of motor point

3.1.2 減/差速器處階次圖

仍以獲得0～80 km/h瞬態加速工況減差速器處某測點數據處理結果，見圖6。由圖6看出，10、20、29、58四個階次振動幅值較大，其中58、29階次幅值最大，10、20階次次之。29階顯著原因為一級齒輪副小齒輪齒數為29;58階顯著原因為兩級齒輪副均存在一定偏心，而偏心會引發主要振動階次2倍頻階次振動;10階次出現對應一級小齒輪數與一級減速比比值;20階出現因差速器中半軸輪齒數與行星輪齒數比值為2，屬于10階次的2倍頻。幅值最大為58階次，可初步診斷減速器階次振動原因有一級齒輪副嚙合誤差、輸入軸齒輪磨損不均勻造成質量偏心、輸入軸軸承裝配不對中造成動不平衡等。

3.1.3 座椅導軌處某向階次圖

以上 4、8、10、12、16、20、24、29、40、48、58 振動階次均由激勵源動力總成產生的階次振動，4、8、12、16、24、48階次主要與電機(包括電機氣隙磁場、電路、電控等因素)相關，10、20、29、40、58 階次主要與減差速器結構及減速比有關。并非所有階次振動均能引發車身關注點的振動。駕駛員座椅導軌處階次振動見圖7，由此可對激勵的傳遞路徑進行初步探討。圖中幅值較大的4、8、12、24階次主要由電機因素(尤其電流諧波及磁場氣隙非正弦)引起，29、58兩階次在減速器表面較顯著而車身上并未體現，而10、20、40三個階次由于本身幅值較小，在車身測點的振動不明顯。由此可初步判斷動力總成產生的各階次通過不同路徑傳輸到駕駛員。

圖5 穩態工況下某向電流Fig.5 A phase current under steady condition

圖6 減差速器某測點加速度階次圖Fig.6 Acceleration order of reducer point

圖7 座椅導軌處加速度階次圖Fig.7 Order acceleration at the seat rail

圖8 動力總成右懸置主被動端階次切片Fig.8 Order slices of right power train mount

為更深入討論，將懸置系統右懸置點的主被動端進行“階次切片”處理，見圖8。由圖8看出，切片圖能基本反映動力總成的各主要階次，如4、8、12、24階由電機轉矩波動引起，20、29由齒輪嚙合等結構引起;而在被動端，4、8、12等轉矩波動階次并不存在，說明此類激勵被衰減或經其它路徑傳遞。在座椅導軌處明顯出現此類階次，可判斷由電機控制因素引起的激勵中，低階次(12階以下)部分通過傳動系統(電機轉子－齒輪系－半軸－輪胎 －車身)傳遞;被動端出現18、21、25階次分別為20階次、24階次邊頻，為因結構因素引起［16］，可對應20、24階次進行探討，結合主動端及座椅導軌處階次圖知，由電機、減差速器共同產生的20階次通過懸置系統被衰減后經副車架進行二級衰減，在車身的作用較小;高階次的29、58幾乎由懸置系統完全衰減，不會作用于車身;由電機控制因素引起的激勵中，高階次(24階)部分主要通過懸置系統傳遞至車身。因此，懸置系統對20階次以下激勵有一定衰減作用，但此類激勵主要通過傳動系統傳輸，25階次以上激勵主要通過懸置系統傳遞，但懸置系統在此范圍內具有較好的衰減作用，會避免向車身的傳遞。而對20－25階次范圍內的振動則分別通過傳動系統、懸置系統傳遞。由圖8可知，懸置系統在起步、中低速(電機轉速1000 r/min、2000 r/min 對應車速 15 km/h、30 km/h)時產生的沖擊、振動具有較好的衰減作用，但在整個頻段傳遞率并不理想，可按需要進一步優化設計。

3.2 瞬態問題及整車振動舒適性評價

車輛起步加、減速時均會發生整車抖動，主要由電機瞬態轉矩特性及傳動系統固有特性引起。加、減速工況下電機轉矩及轉速波動見圖9。由圖9看出，突踩踏板時電機轉矩從零突變，驅動力矩及負載的相互作用引起傳動系沖擊、振動。沖擊表現為轉矩波動、電機轉速震蕩、車速波動及整車縱向抖動;振動表現為在沖擊未完全消除時由電機各階次轉矩波動引起的整個傳動系統共振，共振頻率較低，恰在人體對水平前后方向最敏感的0.5～2 Hz范圍內;能量回饋終止標定值造成1000 r/min處波動。此振動與沖擊均會影響駕乘的舒適性。

據ISO2631－1:1997(E)標準規定，峰值系數＞9時用輔助評價方法即振動劑量(VDV)評價，可更好估計偶爾遇過大脈沖所致高峰值系數振動對人體影響。處理座椅導軌處加速度瞬態信號，獲得振動計量結果見表1。其中aw(t)為加權加速度時間歷程，aw為加權加速度均方根值。由表1看出，突加速時隨目標車速提高，舒適性下降;突減速時隨穩定初始車速提高，舒適性下降;突減速振動遠大于突加速，極不舒適;豎直X向振動大于水平(前后)Y向。由于緩慢加減速時振動不突出，水平(左右)Y向加速度值較小，表1未給出。對瞬態加減油門的振動問題，可考慮通過整車控制器控制目標電機轉矩或在傳動系統加裝扭轉減震器進行初步衰減，而優化懸置系統、懸掛系統、傳動系統等子系統可進一步減小整車振動及懸置系統的動反力幅值。

圖9 急加急減工況信號Fig.9 Tip-in and tip-out signal

表1 瞬態工況舒適性指標計算Tab.1 Comfort index calculation under transient conditions

3.3 相關模態試驗結果

進行相關系統及部件的模態試驗，包括傳動系統、懸置系統、懸掛系統、輪胎、轉向系統等，限于篇幅，試驗過程不再贅述，試驗結果見圖10。該圖全面反映出電動車的模態特性，將其與激勵階次特性結合，則可分析傳動系統引起的振動及聲輻射噪聲問題。圖中縱坐標電機轉速750 r/min對應車速11.5 km/h，375 r/min對應車速5.8 km/h，125 r/min對應車速2 km/h。由圖10看出，① 該車輛傳動系統機械結構從模態分布角度較理想，各系統部件間均有一定間隔，無嚴重的模態耦合現象。因此在解決整車出現的聲振問題時，可考慮多從整車控制、電機控制角度(如優化瞬態轉矩輸出曲線)進行優化，而添加機械部件或改變系統結構的傳統減振降噪方法可以作為第二選擇。② 該款電機動力總成懸置系統固有頻率較高，主要分布在30～100 Hz，普遍高于傳統內燃機汽車動力總成懸置系統的5～17 Hz，此為車輛設計初期為避免電機瞬態特性造成過大位移而進行的有意嘗試。結果表明，提高懸置剛度具有較好的限制瞬態工況動力總成位移過大效果，且在優化電動車動力總成模態分布時具有更多的模態布置空間，不受類似傳統車怠速工況限制;但中高頻振動傳遞率會下降，與主被動端切片分析結果一致，有需要可進行進一步折衷、優化。③ 考慮電磁剛度的傳動系統“零階”固有頻率為電傳動系統及內燃機傳動系統的區別之一;該車采用框架式車身，二級減振結構，在傳統車輛中較少使用;動力總成殼體模態特性與傳統內燃機動力源也有區別;而輪胎、轉向系、懸架系統則區別不大。

圖10 模態頻率排布圖Fig.10 Modal frequency alignment

4 電動車振動特性與傳統車異同

4.1 動力傳動系統振動現象匯總

車輛按系統級別可劃分為整車、系統、子系統、零部件4個級別，振動評價從整車評價、系統評價、部件評價三方面進行。電動車動力/傳動系統的振噪權重在整車總權重比例次于胎噪、風噪［17］，電動車振動現象較內燃機有所減少，引發振動的各部件具有顯著特點，從部件劃分角度進行匯總能獲得全面認識［18－20］。將動力/傳動系統分為電動機、傳動系、減差速器、總成殼體、懸置系統5部分，由部件角度匯總電動車動力總成傳動系統振動現象，見表2。

表2 電動車動力總成傳動系統振動現象匯總Tab.2 Summary of vibration phenomenon of electric power train

4.2 激勵階次特性圖

綜合動力總成的階次特性，兼顧傳動系統靜、動偏心，繪制動力總成階次特性圖見圖11。圖中實線框實線為傳統內燃機常用階次;虛線框實線為傳統內燃機車輛可拓展階次(研究小幅高頻振動時用);無框線實線為純電動車驅動電機激勵階次，包括正向驅動(0～9000 r/min)及反向拖動(9000～0 r/min)兩部分;虛線為減速器嘯叫階次。

由圖11看出，電動機階次特性與內燃機車輛存在明顯差別。如發動機常用工作轉速范圍為800 ～6000 r/min，而電動機常用轉速范圍遠高于發動機;發動機主要階次由質量力、質量力矩及氣體扭矩組成，且幅值大于機械不平衡等影響，電動機轉矩波動階次主要為極對數倍頻;減/差速器階次振動，由于“無掩蓋”效應，也應引起關注。

4.3 振動幅值特性圖

某內燃機車與電動車動力傳動系統各子系統振動噪聲水平比較［21－23］見圖 12。圖中 EV(Electric Vehicle)代表電動車，IC(Internal Combustion)代表內燃機車輛，f0為固有頻率(懸置、傳動系統或總成殼體固有頻率)、A為振動或噪聲幅值。對比發現，新能源車輛優點為:振動激勵源數量明顯減少，各傳遞路徑間相互影響減少，利于降低整車振動水平;但結構簡化、輕量化要求提高及振動噪聲傳遞路徑變化給新能源車減振降噪提出新挑戰。

圖12 動力傳動系統振動噪聲分布Fig.12 Vibration and noise distribution of driveline

結合已有研究，將新能源汽車振動問題總結為5大特點，即① 無掩蔽效應:由于無類似內燃機氣體燃燒噪聲、慣性質量力/力矩產生振動等掩蔽，原在內燃機車輛中不易被察覺的次要振動、噪聲將成為必須關注的問題。② 瞬態振動更劇烈:更迅速的電動機動態響應、更小的動力總成系統質量/慣量、無扭轉減震器的常嚙合傳動系統，將產生更大的軸系扭轉振動及動力總成懸置系統扭轉振動問題。③ 存在機電耦合現象:新能源汽車傳動系統為典型的機電一體化系統，其動力傳動系具有一般電傳動系統普遍存在的機電耦合特性，會影響電動車傳動系統各頻段扭轉振動特性。④ 電磁振動突出:尤其表現為高速時電機嘯叫，電磁力波與總成殼體的磁固耦合振動問題突出。⑤ 齒輪撞擊、嘯叫:電機動態響應快、齒輪系統結構簡化、輪齒及軸系轉速范圍擴大將引發齒輪系統振噪問題的新特性。

5 結論

(1)通過試驗找到動力總成振動的主要階次及相關傳遞路徑，即動力總成產生轉子基頻4、8、10、12、16、20、24、29、40、48、58 倍階次振動，4、8、12、16、24、48 階次主要與電機(包括電機氣隙磁場、電路、電控等因素)相關，10、20、29、40、58 階次主要與減差速器結構、減速比有關。座椅導軌處4、8、12、24階次主要通過傳動系統而非懸置系統傳遞到駕駛員，對駕乘舒適性具有較顯著影響。

(2)評價該車動力總成懸置系統性能，即對20階次以下及25階次以上激勵具有較好的衰減作用，避免其向車身傳遞;而對20～25階次范圍內的振動隔振效果不理想。對車輛起步(0～5 km/h)、中低速(15 km/h，30 km/h)時產生的沖擊及傳動系統共振具有較好的衰減作用，但在整個頻段傳遞率并不理想。

(3)電機輸出瞬態特性造成的整車傳動系統沖擊且突減轉矩(Tip-out)大于突加轉矩(Tip-in)，均可通過優化整車控制器目標轉矩得到緩解，該方法已在實車上驗證其可行性。

(4)由于無類似發動機等強烈振動源掩蓋，減/差速器的階次振動突顯，傳動系統靜、動偏心產生的主要階次二倍階次較顯著，造成電動車較嚴重嘯叫。可通過減小一、二級齒輪副小齒輪對傳遞誤差的靈敏度、輪齒齒面微觀修形及提高兩級齒輪副裝配精度進行改進。

(5)模態排布結果便于對集中驅動式電動車傳動系統結構進行全面把握，整車各子系統模態排布較合理;振動現象匯總、激勵階次特性、幅值特性分析闡明該電動車與傳統內燃機車輛相關特性區別，為進一步診斷、懸置/懸掛等子部件振動控制及優化提供試驗支持。

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