康 強(qiáng)，顧鵬云，左曙光

（1.浙江汽車工程學(xué)院，杭州 310000； 2.浙江吉利汽車研究院有限公司，寧波 315000；3.同濟(jì)大學(xué)新能源汽車工程中心，上海 201800）

前言

相比于內(nèi)燃機(jī)的低頻發(fā)火階次的機(jī)械和燃燒噪聲，電動(dòng)汽車的電驅(qū)動(dòng)總成噪聲主要是由電磁力和齒輪嚙合產(chǎn)生的高頻嘯叫聲［1］。盡管其輻射的聲功率遠(yuǎn)低于內(nèi)燃機(jī)，但電機(jī)和減速器的高頻噪聲同樣相當(dāng)擾人。為滿足用戶對(duì)車內(nèi)安靜的要求，須將動(dòng)力總成的嘯叫噪聲完全阻止在駕駛室之外。傳入車內(nèi)的電機(jī)和減速器的高頻嘯叫噪聲，其來源一方面是發(fā)動(dòng)機(jī)艙內(nèi)電機(jī)和減速器的高頻嘯叫聲通過空氣路徑傳到車內(nèi)；另一方面是通過懸置和車身等結(jié)構(gòu)路徑傳到車內(nèi)。研究表明，駕駛室內(nèi)的電驅(qū)動(dòng)總成的2 000-2 500 Hz以下頻率的噪聲主要通過結(jié)構(gòu)傳遞路徑傳入［2］。因此，懸置系統(tǒng)的隔振設(shè)計(jì)對(duì)車內(nèi)嘯叫聲的控制非常重要。懸置一方面應(yīng)能抵抗動(dòng)力總成的扭轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，另一方面須隔離動(dòng)力總成的振動(dòng)向車身傳遞。由于電動(dòng)汽車的驅(qū)動(dòng)電機(jī)扭矩大，如何在實(shí)現(xiàn)電驅(qū)動(dòng)總成懸置的抗扭性能時(shí)盡可能提高懸置隔振性能，是一個(gè)挑戰(zhàn)。

徐中明等［3］對(duì)電動(dòng)汽車懸置進(jìn)行了優(yōu)化，仍然以發(fā)動(dòng)機(jī)懸置常用的解耦率為目標(biāo)。由于電機(jī)的激勵(lì)力頻率與發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)力頻率完全不同，電機(jī)激勵(lì)力頻率遠(yuǎn)遠(yuǎn)高于動(dòng)力總成剛體模態(tài)頻率，且激勵(lì)力很小，因此，一般并不會(huì)使動(dòng)力總成發(fā)生共振。李堯堯等［4］以懸置支撐處的動(dòng)反力最小為優(yōu)化目標(biāo)，但只分析和測試到100 Hz，顯然遠(yuǎn)低于電驅(qū)動(dòng)總成的高頻激勵(lì)和噪聲頻率范圍。

本文中從電驅(qū)動(dòng)總成懸置的抗扭和隔振這兩個(gè)功能，系統(tǒng)地分析和總結(jié)了純電動(dòng)汽車驅(qū)動(dòng)總成懸置設(shè)計(jì)的一般原則。

1 電動(dòng)車與燃油車動(dòng)力總成振動(dòng)特性對(duì)比

表1列出某燃油車和電動(dòng)車動(dòng)力總成質(zhì)量和懸置剛度，表2列出了2款燃油車和5款電動(dòng)車的動(dòng)力總成剛體模態(tài)。

表1 某燃油車和電動(dòng)車動(dòng)力總成懸置剛度N／mm

比較表1和表2可以看出，電驅(qū)動(dòng)總成的質(zhì)量約為傳統(tǒng)動(dòng)力總成的一半，懸置剛度約為傳統(tǒng)動(dòng)力總成懸置的2倍。因此，燃油車動(dòng)力總成剛體模態(tài)頻率一般設(shè)計(jì)為5-20 Hz，而電驅(qū)動(dòng)總成的剛體模態(tài)為25-50 Hz，為燃油車的4倍左右。

相比于傳統(tǒng)發(fā)動(dòng)機(jī)，電驅(qū)動(dòng)總成扭矩大，但是波動(dòng)很小，且其激勵(lì)主要來源于電磁力和齒輪嚙合導(dǎo)致的高頻振動(dòng)，遠(yuǎn)高于電驅(qū)動(dòng)總成剛體模態(tài)。因此，盡管電動(dòng)車的動(dòng)力總成剛體模態(tài)為燃油車的4倍左右，但是仍然遠(yuǎn)小于激勵(lì)頻率。圖1所示為某電動(dòng)車急加速工況下動(dòng)力總成后懸置主動(dòng)端振動(dòng)云圖。可以看出，其主要激勵(lì)力頻率在400～8 000 Hz。

表2 燃油車和電動(dòng)車動(dòng)力總成剛體模態(tài)對(duì)比Hz

圖1 某電動(dòng)車全負(fù)荷加速工況下動(dòng)力總成后懸置主動(dòng)端振動(dòng)云圖

除考慮懸置的隔振性能，也需要考慮其抗扭性能。尤其對(duì)于電動(dòng)汽車而言，其電機(jī)扭矩大，響應(yīng)快，且滑行時(shí)還有很強(qiáng)的能量回收扭矩，因此，對(duì)整車的瞬態(tài)沖擊更大，在tip in／out工況下很容易造成整車前后抖動(dòng)。表3所示為某電動(dòng)車采用不同剛度懸置方案得到的車內(nèi)嘯叫和整車抖動(dòng)主觀評(píng)分。其中，方案A為將左右懸置剛度從260提升到360 N／mm，方案B為方案A加上將后懸置剛度從230提升到290 N／mm?？梢钥闯?，減小車內(nèi)嘯叫和降低整車抖動(dòng)是有一定矛盾的。為了降低整車抖動(dòng)，需要增大懸置剛度；然而懸置剛度的增大會(huì)導(dǎo)致懸置隔振率的降低，從而增大車內(nèi)嘯叫噪聲。

表3 某電動(dòng)車不同剛度懸置方案車內(nèi)嘯叫和整車抖動(dòng)主觀評(píng)價(jià)

因此，基于以上分析，電動(dòng)汽車懸置首先應(yīng)該滿足整車無抖動(dòng)（也就是盡量減小動(dòng)力總成的姿態(tài)變化），在此基礎(chǔ)上，應(yīng)盡可能減小懸置剛度以提高懸置的隔振率。

2 懸置布置形式對(duì)比分析

對(duì)于三點(diǎn)懸置布置方案，目前電動(dòng)汽車的動(dòng)力總成懸置布置形式一般有以下5種形式，如圖2所示。

圖2 電動(dòng)汽車動(dòng)力總成懸置布置形式

將以上5種布置形式簡化，建立簡化模型。5種模型采用相同的動(dòng)力總成慣量與扭矩和相同的懸置剛度曲線。

分別對(duì)各種布置方案下的動(dòng)力總成在100%扭矩（Tmax），50%扭矩（T50）和 30%扭矩（T30）作用下的姿態(tài)變化（主要考慮繞Y軸的旋轉(zhuǎn)角度Ry）和懸置受力進(jìn)行分析，結(jié)果如圖3和圖4所示。圖4中，RR代表后部懸置，LH代表左側(cè)懸置，RH代表右側(cè)懸置。通過分析可得如下結(jié)果。

（1）TRA（扭矩軸）布置時(shí)動(dòng)力總成姿態(tài)和懸置受力都是最大的。其轉(zhuǎn)角和受力是其它布置形式的2倍左右。這將要求懸置剛度增大并導(dǎo)致懸置隔振率降低。因此，對(duì)于電動(dòng)汽車的懸置布置不能使用燃油車常用的TRA軸布置方式。

（2）前2＋后1，左2＋右1，左1＋右2這3種布置方式下的動(dòng)力總成姿態(tài)和懸置總的受力都相差不大。但是左2＋右1，左1＋右2這兩種方式下懸置受力不均，可以看出其中有一個(gè)懸置的受力非常小。

（3）最優(yōu)的布置方式為前1＋后2。這種布置下動(dòng)力總成姿態(tài)和懸置受力都是最小的，這是因?yàn)樵谶@種布置方式下懸置點(diǎn)與TRA軸距離最大。

圖3 不同懸置布置方案下電驅(qū)動(dòng)總成姿態(tài)比較

圖4 不同懸置布置方案下電驅(qū)動(dòng)總成懸置受力比較

綜上分析，電動(dòng)車懸置布置不能沿用傳統(tǒng)燃油車的TRA軸布置思路，而是應(yīng)該使各懸置彈性中心點(diǎn)盡可能遠(yuǎn)離TRA軸，從而使懸置受力最小和動(dòng)力總成姿態(tài)變化最小。同時(shí)，由于懸置受力小，在保證同等水平動(dòng)力總成姿態(tài)變化的提前下，可以采用剛度更小的懸置，有利于提高懸置系統(tǒng)的隔振率。

3 懸置系統(tǒng)隔振分析

3.1 懸置隔振率測試

在車輛發(fā)動(dòng)機(jī)艙和車內(nèi)駕駛員耳旁放置傳聲器，并在懸置主動(dòng)端和被動(dòng)端支架布置三向加速度傳感器。將車輛置于整車半消聲室轉(zhuǎn)鼓上，測試其在全負(fù)荷加速工況和滑行能量回收工況下的噪聲和懸置主被動(dòng)端振動(dòng)。各懸置的3個(gè)方向隔振率測試結(jié)果如圖5所示。其中8.58階和22階分別為減速器輸出齒輪和輸入齒輪噪聲主要階次，48階為電機(jī)噪聲主要階次。

圖5 懸置隔振率

3.2 懸置支架模態(tài)對(duì)隔振率的影響

從圖5可以看出，懸置隔振率在500-1 000 Hz范圍內(nèi)有一個(gè)顯著的下降。這是由于懸置支架在500-1 000 Hz范圍內(nèi)有共振模態(tài)，如圖6所示（圖中支架動(dòng)剛度曲線的谷值頻率即為支架的模態(tài)頻率）。將3個(gè)懸置的隔振率低谷頻率和支架共振頻率列于表4，可見其頻率基本一致，兩者是直接相關(guān)的。

表4 隔振率低谷頻率與支架共振頻率 Hz

圖7為測試得到的車內(nèi)噪聲階次曲線?？梢钥闯?，1 500 Hz以內(nèi)，車內(nèi)減速器和電機(jī)階次噪聲的峰值頻率與懸置支架的共振頻率基本一致?？梢姡瑢?duì)于低速行駛（約40 km／h以下）時(shí)車內(nèi)的電驅(qū)動(dòng)動(dòng)力總成噪聲，懸置支架的共振特性是重要的影響因素。

3.3 懸置橡膠剛度對(duì)隔振率的影響

對(duì)于懸置系統(tǒng)，其隔振率理論上可表示為

式中：IR（isolation rate）為隔振率，dB；Kp為被動(dòng)端的剛度；Ka為主動(dòng)端的剛度；Ki為隔振元件的剛度。

根據(jù)式（1），可列出 Ka／Ki和 Kp／Ki分別為不同取值時(shí)的隔振率，如表5所示。

從表5看出，為滿足隔振率至少大于20 dB（表中有背景色的部分），則主被動(dòng)端與隔振元件剛度比需要大于20倍以上。

圖6 懸置支架動(dòng)剛度曲線

圖7 車內(nèi)噪聲階次曲線

表5 隔振率列表 dB

測試得到懸置動(dòng)剛度和主被動(dòng)端支架動(dòng)剛度如圖8所示。其中懸置動(dòng)剛度受測試臺(tái)架測試頻率制約，最大只能測到1 000 Hz。測試時(shí)懸置靜態(tài)壓力為懸置承受的動(dòng)力總成的重力。

圖8 懸置和支架動(dòng)剛度曲線

從圖8可以看出，左懸置在高頻時(shí)動(dòng)剛度急劇增大，100 Hz時(shí)動(dòng)靜比為1.4，1 000 Hz時(shí)動(dòng)靜比達(dá)到17.5；后懸置在高頻時(shí)動(dòng)剛度變化不大，100和1 000 Hz時(shí)動(dòng)靜比均為2.5。由于左懸置動(dòng)剛度的增大，使1 000 Hz時(shí)被動(dòng)端支架動(dòng)剛度與左懸置動(dòng)剛度之比僅僅為5，將使隔振率大大降低。

另外，從圖8中可以看到一個(gè)共振峰值，左懸置在600 Hz附近，后懸置在400 Hz附近。這是由于高頻（100 Hz以上）時(shí)橡膠隔振元件不符合無質(zhì)量假設(shè)，而是具有分布質(zhì)量的特性，因此會(huì)產(chǎn)生駐波效應(yīng)。對(duì)于電驅(qū)動(dòng)總成產(chǎn)生的高頻激勵(lì)（400-8 000 Hz），懸置橡膠的動(dòng)態(tài)質(zhì)量的參與效應(yīng)不可忽略。因此，為改善系統(tǒng)的隔振率，應(yīng)避免懸置支架模態(tài)與懸置橡膠內(nèi)部共振頻率耦合，同時(shí)宜采用不同參數(shù)的懸置橡膠以提高系統(tǒng)的隔振率［5］。

圖8中的懸置動(dòng)剛度的測試條件為：預(yù)載為動(dòng)力總成的重力。這個(gè)工況相當(dāng)于動(dòng)力總成小負(fù)荷工況（小油門加速，勻速，弱能量回收）下的狀態(tài)。對(duì)于電動(dòng)汽車的動(dòng)力嘯叫噪聲，另一個(gè)需要考慮的關(guān)鍵工況為大負(fù)荷工況（全油門加速，強(qiáng)能量回收）。與燃油車不同，電動(dòng)車電機(jī)扭矩一般都很大，全油門加速基本相當(dāng)于懸置28工況中最惡劣的工況。此時(shí)懸置處于完全壓縮狀態(tài)。如圖9所示，完全壓縮時(shí)的靜剛度最高可增大至小負(fù)荷時(shí)靜剛度的18倍，此時(shí)動(dòng)剛度也將顯著高于圖8測試的數(shù)值。因此，為提高懸置的高頻隔振率，電動(dòng)汽車懸置設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)盡可能減小所關(guān)心的關(guān)鍵工況下的懸置靜剛度和高頻動(dòng)靜比（須同時(shí)考慮懸置預(yù)載為懸置承受的動(dòng)力總成的重力、強(qiáng)能量回收時(shí)懸置承受的載荷以及半油門和全油門加速時(shí)懸置承受的載荷這4種工況下的靜、動(dòng)剛度）。

3.4 副車架軟連接對(duì)隔振率的影響

懸置支架的模態(tài)使懸置隔振率下降，懸置的動(dòng)剛度過大也不利于懸置隔振率的提高。為提高隔振率，工程上另一個(gè)可行的方法是采用雙層隔振，如將副車架通過襯套軟連接到車身上。采用雙層隔振后，共振區(qū)后傳遞曲線的下降斜率從單層系統(tǒng)的12增加到24 dB／oct，有利于高頻振動(dòng)的隔離。

圖10為采用軟連接副車架后的隔振率與單層懸置隔振率的對(duì)比。由圖可見，由于懸置支架模態(tài)的影響，懸置在200-600 Hz以下的隔振率很低；采用軟連接副車架后，正好可彌補(bǔ)懸置隔振率不足的狀況，總體上將懸置主動(dòng)端至車身的隔振率提高15 dB以上。

圖9 懸置力-位移曲線

4 整車與臺(tái)架上減速器噪聲對(duì)比

為直接驗(yàn)證懸置支架對(duì)減速器噪聲的影響，在整車測試之后，將動(dòng)力總成及其懸置系統(tǒng)拆下，安裝在臺(tái)架上進(jìn)行測試，如圖11所示。之后再將減速器拆下，單獨(dú)剛性連接到測試臺(tái)架上（無懸置支架）進(jìn)行測試，如圖12所示。

圖10 隔振率對(duì)比曲線

圖11 動(dòng)力總成臺(tái)架NVH測試圖

圖12 減速器臺(tái)架NVH測試圖

圖13 為整車測試減速器、動(dòng)力總成臺(tái)架測試減速器與單減速器臺(tái)架測試的近場22階噪聲的對(duì)比。由圖可見，在頻率500-1 000 Hz范圍，整車測試減速器22階噪聲顯著高于臺(tái)架測試結(jié)果，總體上約高出13 dB（A）。由此可見，懸置支架模態(tài)對(duì)整車上減速器噪聲影響很大，需要改善。

圖13 減速器階次噪聲對(duì)比

5 電驅(qū)動(dòng)總成懸置一般設(shè)計(jì)原則

綜合以上分析，可總結(jié)出電動(dòng)汽車電驅(qū)動(dòng)總成懸置的一般設(shè)計(jì)原則，如表6所示。

6 結(jié)論

通過對(duì)電動(dòng)車與燃油車的動(dòng)力總成特性進(jìn)行對(duì)比，得出電動(dòng)汽車懸置首先應(yīng)該滿足整車無抖動(dòng)的結(jié)果。在此基礎(chǔ)上，應(yīng)盡可能減小懸置剛度以提高懸置的隔振率；通過對(duì)電驅(qū)動(dòng)總成不同懸置布置方案的對(duì)比，得出電動(dòng)車懸置布置不能沿用傳統(tǒng)燃油車的TRA軸布置方案，而應(yīng)使各懸置彈性中心點(diǎn)盡可能遠(yuǎn)離TRA軸，從而使懸置受力最小和動(dòng)力總成姿態(tài)變化最小。

通過對(duì)懸置隔振率的分析發(fā)現(xiàn)，影響低速行駛（約40 km／h以下）時(shí)車內(nèi)電驅(qū)動(dòng)動(dòng)力總成噪聲的重要因素是懸置支架的共振特性。懸置支架應(yīng)設(shè)計(jì)緊湊，模態(tài)越高越好，建議高于1 000 Hz，同時(shí)避免懸置支架模態(tài)與懸置橡膠內(nèi)部共振頻率耦合。

表6 電驅(qū)動(dòng)總成懸置設(shè)計(jì)原則

為提高懸置的高頻隔振率，電動(dòng)汽車懸置設(shè)計(jì)時(shí)需要盡可能減小所關(guān)心的關(guān)鍵工況下的懸置靜剛度，并控制高頻下的動(dòng)靜比（須同時(shí)測試多種工況下的靜、動(dòng)剛度）。另外，采用軟連接副車架，可彌補(bǔ)懸置隔振率不足的狀況，總體上將懸置主動(dòng)端至車身的隔振率提高15 dB以上。