摘 要

電動汽車的動力總成用懸置安裝在副車架上，副車架由襯套安裝在車身上，因此構(gòu)成雙質(zhì)量多自由度剛體振動系統(tǒng)，在路面激勵下極易產(chǎn)生抖動和轟鳴聲問題，目前在行業(yè)內(nèi)尚缺乏系統(tǒng)研究。本文以某電動車型后驅(qū)動橋抖動和轟鳴聲問題為背景，通過主觀評價和客觀測試識別抖動和轟鳴聲的頻率特征和主要路徑，進行理論計算分析抖動和轟鳴聲產(chǎn)生的機理，對動力總成懸置和副車架襯套的結(jié)構(gòu)和剛度提出改進方案，并兼顧對沖擊強度和電機噪聲的影響，實車驗證方案有效。這對電驅(qū)動橋NVH集成有重要的指導(dǎo)意義。

關(guān)鍵詞：電動汽車；后驅(qū)動橋；抖動；轟鳴聲

作者：黃應(yīng)來;張軍;趙明斌

（吉利汽車研究院(寧波)有限公司,浙江寧波 315336） 

引 言

電動化、智能化、網(wǎng)聯(lián)化是汽車工業(yè)發(fā)展的趨勢。近年來，隨著用戶對電動汽車需求的增長，電動汽車的NVH性能開發(fā)越來越重要。相比傳統(tǒng)汽車，電動汽車動力總成引起的振動噪聲大幅降低，主要有扭矩突變引起沖擊[1]、扭矩大引起加速橫擺、電機和齒輪嘯叫等，而輪胎路面引起的振動噪聲更加凸顯，主要有沖擊硬、沖擊抖動、路噪胎噪等，由于駕駛性和操控性要求提高，底盤NVH開發(fā)面臨更大的挑戰(zhàn)。

電動汽車驅(qū)動形式的主流方案為后置后驅(qū)，動力總成布置在副車架上，自重載荷通過懸置全部施加在副車架上，而傳統(tǒng)車動力總成一般采用鐘擺式布置在車身和副車架上，副車架上的懸置不承受垂直載荷，只承受加減速工況反作用扭矩產(chǎn)生的前后方向載荷，這是電動車驅(qū)動橋與傳統(tǒng)車的重要差異。輪胎路面的沖擊傳遞到副車架，會激發(fā)動力總成的剛體模態(tài)，把抖動放大，而電動車的動力總成懸置普遍采用純橡膠非液壓懸置，阻尼較低，動力總成的抖動難以快速衰減，反作用到副車架，通過副車架襯套傳遞到車身，引起座椅上可感知的抖動[2]。另外，在粗糙路面不平度的激勵下，動力總成和副車架耦合的模態(tài)會被激勵起來，放大20-50Hz頻率段的振動，被車身彎扭模態(tài)和風(fēng)擋玻璃、頂棚、尾門模態(tài)進一步放大，與聲腔縱向一階模態(tài)耦合，產(chǎn)生低頻轟鳴聲[3]。沖擊抖動和路噪轟鳴聲是電驅(qū)動橋的典型問題。

本文對某電動車型后驅(qū)動橋引起的沖擊抖動和路噪轟鳴聲問題進行分析。通過主觀評價與客觀數(shù)據(jù)分析，確定沖擊抖動是由于后橋垂直跳動剛體模態(tài)被激起而懸置襯套剛度阻尼低衰減慢所致。路噪轟鳴聲是由于后橋俯仰剛體模態(tài)被激起并與車身和尾門模態(tài)耦合所致?；趩栴}產(chǎn)生的主要影響因素，建立雙質(zhì)量12自由度剛體振動模型，通過理論計算分析影響這兩個剛體模態(tài)的關(guān)鍵因素，對動力總成懸置結(jié)構(gòu)和剛度、副車架襯套結(jié)構(gòu)和剛度、底盤和車身模態(tài)分布等進行分析，提出動力總成懸置和副車架襯套的修改方案、以及車身模態(tài)避頻策略，有效解決沖擊抖動和路噪轟鳴聲問題，并兼顧沖擊強度和電機噪聲，最后總結(jié)電動汽車后橋剛體模態(tài)的控制策略。

1 問題描述

1.1?

沖擊抖動

某電動車型的后驅(qū)動橋如圖1所示。在后輪通過減速帶時，車內(nèi)前后排都能感覺到三次明顯的抖動，在粗糙路面行駛時，也能感覺到后輪傳遞到車內(nèi)的抖動較多。

圖1 電驅(qū)動后橋結(jié)構(gòu)

基于此問題制定測試方法，在平直路面上安裝寬度76mm、高度19mm、邵氏硬度60的橡膠沖擊帶，車輛以30km/h速度碾過該沖擊帶，采集座椅導(dǎo)軌處的加速度信號。因為該抖動為簧下質(zhì)量的余振，為排除簧上質(zhì)量低頻抖動的影響，采用5∽100Hz帶通濾波，處理后的時域信號如圖2所示。

圖2 過沖擊帶時座椅加速度時域信號

從圖2時域數(shù)據(jù)可以看出，后軸通過沖擊帶引起的抖動明顯比前軸明顯，是主要抖動源。整車X和Z向抖動明顯，有3個明顯的峰值，與主觀感覺到的3次余振對應(yīng)。

截取圖2中后軸通過的一段時域信號，進行頻譜分析，如圖3所示，可以看出抖動的頻率范圍是14-17Hz。

圖3 過沖擊帶時座椅加速度頻譜

圖4 過沖擊帶時輪心加速度頻譜

圖5 過沖擊帶時副車架加速度頻譜

分析后車輪輪心的加速度頻譜，如圖4所示，可以看出輪心的Z向加速度存在15-16Hz的峰值，為底盤簧下質(zhì)量的共振頻率。

分析副車架的加速度頻譜，如圖5所示，可以看出副車架的X向和Z向加速度存在對應(yīng)頻率的峰值。副車架本體在襯套約束下的剛體模態(tài)一般高于50Hz，因此可推測此頻率為電機和副車架耦合系統(tǒng)的剛體模態(tài)。沖擊帶激起簧下質(zhì)量抖動，被電機和副車架系統(tǒng)二次放大，再傳遞到車身被乘客感知。

1.2?

路噪轟鳴聲

該車型在粗糙路面行駛時車內(nèi)還存在低頻轟鳴聲的問題，主觀感覺頻率較低，耳膜受壓迫。在粗糙路面以60km/h車速勻速行駛，采集車內(nèi)噪聲信號。對噪聲信號進行頻譜分析，如圖6所示，可以看出轟鳴聲的頻率為32Hz,幅值達到47dB。

圖6 粗糙路面行駛時車內(nèi)噪聲頻譜

分析副車架的加速度頻譜，如圖7所示，可以看出副車架Z向加速度存在與噪聲對應(yīng)的30Hz左右的峰值。推測此頻率也是電機和副車架耦合系統(tǒng)的剛體模態(tài)。輪胎路面激勵經(jīng)懸架傳遞到副車架，被電機和副車架系統(tǒng)放大，再傳遞到車身被尾門模態(tài)進一步放大，最后與車內(nèi)聲腔耦合產(chǎn)生轟鳴聲[4]。

圖7 粗糙路面行駛時副車架加速度頻譜

2 機理及控制因素分析

該車后橋由五連桿獨立懸架、全框式副車架和電驅(qū)動力總成（下文簡稱電機）組成，如圖8所示，副車架由五根連桿與車輪連接，電機由三個橡膠懸置安裝在副車架上，副車架由四個橡膠襯套安裝在車身上。車輪碾過沖擊帶時，輪胎受到瞬態(tài)位移輸入，輪胎視為某一剛度的彈簧，那么作用在車輪上的力F1為輪胎剛度與路面沖擊位移的乘積。在F1的作用下，車輪、副車架、電機、車身都會產(chǎn)生抖動，考慮到輪胎、車輪、懸架與傳統(tǒng)車并無大的差異，因此重點分析副車架和電機對抖動的影響。

圖8 電驅(qū)動后橋剛體振動模型

車輛通過沖擊帶后產(chǎn)生余振，由振動力學(xué)可知這是支撐運動引起的強迫振動，車輪在沖擊帶作用下的運動是支撐運動，副車架和電機系統(tǒng)在車輪作用力下作強迫運動。強迫振動由自由伴隨振動和穩(wěn)態(tài)強迫振動疊加而成，余振產(chǎn)生在車輪通過沖擊帶之后，因此是自由伴隨振動，激勵力的主要頻率成分是車輪共振頻率，副車架和電機的固有頻率比車輪共振頻率高，頻率比λ<1。以單自由度系統(tǒng)進行定性分析，在簡諧激勵下的自由伴隨振動由式（1）表示，

從式（1）可以看出，自由伴隨振動的初始振幅與激振力幅值、彈簧剛度、頻率比有關(guān)，k越大、λ越小，則振幅越小。衰減快慢由阻尼系數(shù)決定，阻尼系數(shù)越大衰減越快。振動頻率為系統(tǒng)的固有頻率。因此，要減小余振的幅值和縮短衰減時間，應(yīng)增大剛度k，提高固有頻率ωn，提高阻尼系數(shù)。

為了計算副車架和電機的固有頻率，建立雙質(zhì)量12自由度剛體振動模型[5][6]。原車和改進方案的電機懸置和副車架襯套剛度見表1，對應(yīng)的電機剛體模態(tài)頻率計算結(jié)果見表2。

表1 電機懸置和副車架襯套剛度

表2 電機剛體模態(tài)頻率

從計算結(jié)果可以看出Z向跳動模態(tài)頻率16.9Hz偏低，與車輪跳動模態(tài)（12-15Hz）和座椅模態(tài)（16-19Hz）接近，這是導(dǎo)致沖擊抖動的原因。RY向俯仰模態(tài)頻率28.7Hz也偏低，與車身后端彎曲模態(tài)（25-28Hz）和尾門模態(tài)(25-30Hz)接近，這是導(dǎo)致路噪低頻轟鳴聲的原因。

通過提高電機后懸置剛度和副車架后襯套的剛度，將上下跳動模態(tài)頻率調(diào)整到20。7Hz，向上避開車輪跳動頻率，俯仰模態(tài)頻率調(diào)整到35.5Hz，向上避開尾門模態(tài)頻率。

如果僅通過提高橡膠硬度來提高剛度，則各方向剛度會同時提高，X向剛度過高將導(dǎo)致沖擊強度增大。因此對電機后懸置結(jié)構(gòu)進行修改，把實心結(jié)構(gòu)改為X向空心Y向?qū)嵭牡慕Y(jié)構(gòu)。對副車架前、后襯套的結(jié)構(gòu)也進行修改，降低X/Z剛度比。

3 實驗驗證分析

3.1?

沖擊抖動測試

按照改進方案剛度參數(shù)制作電機懸置和副車架襯套樣件，更換到整車上，測試的過沖擊帶座椅加速度時域信號對比如圖9所示?？梢钥闯鲈摲桨笇和Z向的抖動改進明顯，原車的3次抖動全部消除，主觀評價沖擊干脆無余振，沖擊強度也略有降低。

圖9 過沖擊帶座椅加速度時域信號對比

3.2?

路噪轟鳴聲測試

對該方案進行粗糙路噪聲測試，車內(nèi)噪聲頻譜與原車對比如圖10所示，可以看出30Hz左右的峰值降低7dB，主觀評價轟鳴壓耳聲消除。

圖10 粗糙路面行駛車內(nèi)噪聲頻譜對比

3.3?

電機噪聲測試

電機懸置剛度提高幅度較大，有利于限制剛體運動的同時也會惡化隔振，可能對高頻率的電機噪聲有影響。因此驗證后懸置動剛度中間值和上下偏差±40%的樣件，主觀評價對電機一階噪聲有影響，對較高階次的齒輪嚙合噪聲和電機電磁噪聲沒有明顯影響。

電機一階噪聲頻譜對比如圖11所示，可以看出上偏差剛度懸置的一階噪聲比中間值剛度懸置差?？紤]到懸置實際動剛度偏差可控制在±20%以內(nèi)，且電機一階噪聲可同時通過控制轉(zhuǎn)子不平衡量來改善，因此該懸置方案可以滿足電機噪聲對懸置隔振的要求。

綜合以上三方面的評價，該方案對沖擊抖動和路噪轟鳴聲有明顯改進效果，同時平衡了對沖擊強度和電機噪聲的負面影響，確定作為工程化方案進行實施。

圖11 加速車內(nèi)電機一階噪聲對比

4 結(jié)論

本文通過問題分析，機理研究，理論計算以及實車驗證，解決了電動汽車后橋剛體模態(tài)共振和彈性件剛度不足導(dǎo)致的沖擊抖動和路噪轟鳴聲問題，同時兼顧了對沖擊強度和電機噪聲的影響，得出以下結(jié)論。

1）電動汽車后軸負載大，輪胎剛度較高，車輪跳動頻率12-15Hz比傳統(tǒng)車稍高，電機和副車架的上下跳動剛體模態(tài)頻率應(yīng)高于車輪跳動頻率5Hz以上，使振動系統(tǒng)工作在頻率比小于1的剛度控制區(qū)，才能較好地抑制抖動。

2）電機和副車架的俯仰模態(tài)與車身后端彎曲和尾門模態(tài)耦合產(chǎn)生路噪低頻轟鳴聲，此模態(tài)頻率應(yīng)高于車身后端彎扭和尾門模態(tài)5Hz以上，避免共振。

3）電機和副車架系統(tǒng)的剛體模態(tài)可采用雙質(zhì)量12自由度模型進行分析，電機懸置和副車架襯套的剛度對電機剛體模態(tài)都有顯著影響，需綜合考慮。

參考文獻

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[7] 何渝生，魏克嚴(yán)，洪宗林等. 汽車振動學(xué)[M]. 北京:人民交通出版社, 1990: 78-93.

第一作者

黃應(yīng)來

碩士，工程師

吉利汽車研究院

吉利汽車研究院(寧波)有限公司，主要研究方向為汽車NVH性能開發(fā)。

E-mail：hyl2323@126.com

通信作者

張軍

博士，正高級工程師

吉利汽車研究院

上海交通大學(xué)博士，正高級工程師，現(xiàn)任吉利汽車研究院NVH技術(shù)專家，專注于振動噪聲領(lǐng)域研究與工程實踐20多年。

E-mail：zj_zmkm@126.com

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