陳建明， 馮勤龍， 沈丁建， 朱咸強， 毛鴻鋒， 黃明明

(中車株洲電力機車研究所有限公司， 湖南 株洲 412005)

隨著人類進入電氣智能時代及電動汽車的普及，主機廠對電驅總成性能的要求越來越高。電動汽車的NVH(噪聲、振動與聲振粗糙度)性能作為重要駕駛性能之一，受到零部件供應商及主機廠的重點關注。與傳統(tǒng)燃油車及其他新能源車相比，純電動汽車動力總成結構更簡單、緊湊，輸出扭矩及在整車上表現(xiàn)的加速性能更優(yōu)秀。驅動電機普遍采用永磁同步電機，變速箱則簡化為減速器及差速器的集成，結構大為簡化，但同時帶來NVH性能挑戰(zhàn)。驅動電機朝著寬調速區(qū)間、高轉速及輕量化方向發(fā)展，尤其是電機帶來的高頻電磁噪聲機理較復雜，聲品質較差，噪聲污染性較嚴重。同時，電機控制器IGBT器件引入的開關頻率使進入電機的電流發(fā)生“鋸齒狀”畸變，從而引入帶有開關頻率的電磁噪聲。減速器的一級齒輪與電機一般采用花鍵等硬鏈接方式，相對于傳統(tǒng)變速箱其結構更簡化、緊湊，但失去了能降低扭矩波動、轉速波動的中間連接部件(如離合器)，導致電機輸出的扭矩、轉速波動被直接傳遞至車輪，造成車身縱向抖動嚴重。綜上，驅動電機、減速箱、電機控制器集成之后的結構構型及振動噪聲特點的不同導致純電動汽車開發(fā)中對動力總成NVH性能提出了新的、更高的要求。

1 驅動電機激勵原理及振動特征

目前市面上大多采用永磁同步電機作為車用驅動電機(也有少數(shù)采用異步電機)，其特點是損耗小、功率高、效率高、調速區(qū)間寬及定位準確。其振動噪聲的主要影響因素包括PWM頻率、極槽比配合、定轉子特征模態(tài)、殼體固有特性等。電機振動噪聲主要是電機的電磁力，可分為電機徑向力和切向力。電機徑向力是電機徑向振動的主要激勵源，電機切向力主要輸出電機扭矩。盡管電機本體振動幅值較小，但由于其頻率較高，主觀感受為“滋滋”的高頻電磁噪聲，長期處于該環(huán)境中，容易使人產生煩躁、頭痛等生理反應，嚴重影響駕駛安全及乘車舒適性。其中電機控制器IGBT器件引起的傘狀階次噪聲f可用式(1)表示：

(1)

式中：f0為IGBT開關頻率；p為電機磁極對數(shù)；Srpm為電機轉速。

通常通過調整控制策略及整車聲學包處理解決PWM開關頻率噪聲，方法如下：1) 將開關頻率PWM提高到10 kHz或以上，盡量避開人耳聽覺的敏感區(qū)域；2) 將離散開關頻率轉為隨機開關頻率，使開關頻率部分的能量能分散，避免能量集中；3) 將PWM“畸變”的電流信號通過整流電路進行濾波處理，使“畸變”的電流信號盡量光滑，減少諧波；4) 在傳遞路徑方面，通過在整車方面提供匹配的聲學材料，提升整車NVH性能。

作用在定子齒面的徑向電磁力，根據(jù)麥克斯韋應力張量法，氣隙磁場中單位面積電磁力瞬時值pn(θ,t)可用式(2)表示：

(2)

式中：b(θ,t)為電機氣隙磁密；μ0為真空磁導率。

從式(2)來看，電機電磁力具有時空特性，分析電磁力的關鍵在于對其時空二維進行諧波分析?？刹捎肍FT二維變換處理。通常電機負載情況下，電機諧波主要包含以下部分：1) 轉子磁場自身作用產生的電磁力；2) 電樞反應磁場自身作用產生的電磁力；3) 轉子磁場與電樞反應磁場諧波相互作用產生的電磁力。其中主要電磁力諧波由轉子諧波及定子諧波耦合而成。諧波耦合是線性計算過程，可用式(3)表示：

o=u±v

(3)

式中：u為轉子諧波，u=(2γ+1)p(γ=0,1,2,…)；v為定子諧波，對于整數(shù)槽繞組，v=(6k+1)p(k=0,±1,±2,…)；對于分數(shù)槽繞組，v=(6k/d+1)p(k=0,±1,±2,…)。

通常認為電機定子鐵心的變形量與力波次數(shù)的4次方成反比，與力波幅值成正比。以8極48槽電機為例，因整數(shù)槽的永磁同步電機力波次數(shù)只能是零或2p，且當極對數(shù)大于2時，大于4次的力波在振動噪聲計算中可忽略不計，故該驅動電機的力波次數(shù)只能為零。圖1為某車型驅動電機電磁方案。

圖1 某車型驅動電機電磁方案

2 減速箱激勵原理及振動特征

由于驅動電機的特點鮮明，調速范圍廣，響應快，純電動汽車減速箱通常作為電驅系統(tǒng)中減速增矩的裝置來替代傳統(tǒng)燃油車的變速箱。一般減速箱第一級齒輪采用花鍵軸與電機軸硬連接，其結構更緊湊，成本更低。但缺少變速箱、離合器等衰減電機輸出扭矩、轉速波動的裝置，造成扭矩和轉速直接傳遞至車輪，使整車縱向抖動更明顯，扭矩變化速率大，同時產生嚴重的齒輪嘯叫問題。

減速器NVH問題通常由齒輪的宏觀參數(shù)設計、齒輪變形、殼體剛度、制造誤差、裝配誤差、齒輪自身的微觀修行等因素導致。實際工作中，齒輪的傳遞角度與理想角度總是存在一定偏差，這就是齒輪的傳遞誤差。通常齒輪的傳遞誤差水平控制直接決定齒輪嘯叫問題的嚴重程度。而輪齒對齒面的載荷偏載也會導致較嚴重的振動噪聲。為控制減速箱振動噪聲，斑點測試和傳遞誤差測試必不可少。

減速箱振動噪聲問題的解決方案有：1) 宏觀參數(shù)選擇，合理避開電機主要階次；2) 微觀參數(shù)選擇，通過合理控制微觀參數(shù)，減輕齒輪的嘯叫問題；3) 提高輪齒的加工精度，將裝配精度控制在合理范疇。這需要積累大量工藝裝配經驗，并不斷進行測試驗證，從而將減速器NVH水平提高到更高的水平。

表1為某款車型減速箱齒輪對(見圖2)傳遞誤差。二級嚙合齒輪對，優(yōu)化方案傳遞誤差TE仿真數(shù)據(jù)比原方案有明顯改善。

圖2 減速器模型

表1 減速箱齒輪對傳遞誤差TE仿真數(shù)據(jù)

3 某款電驅系統(tǒng)NVH優(yōu)化

圖3為某車型三合一總成。眾所周知，電驅系統(tǒng)的激勵源是電機電磁力激勵及齒輪輪齒對產生的嚙合力。正向開發(fā)流程中，電機、減速箱同步進行NVH開發(fā)，待單體優(yōu)化完成后加上控制器殼體進行總成開發(fā)，更進一步則加上控制算法進行總成振動噪聲開發(fā)。

圖3 某車型三合一總成

3.1 驅動電機NVH優(yōu)化

驅動電機NVH優(yōu)化一般按照開發(fā)流程進行。得到初版電磁方案后，對其氣隙磁密、電磁力波進行分解分析，觀測反電動勢波形的正弦性；然后采用磁固耦合分析方法將氣隙電磁力施加到定子齒面，計算定子外表面的諧響應進行評估，同時對轉子通過磁固耦合方法計算扭振響應進行評估。將上述計算結果與經驗值進行比較，如果計算值存在異常，則采取定子開輔助槽、轉子開輔助槽、轉子增加隔磁孔、分段斜極等措施進行處理。圖4為某車型驅動電機針對48階噪聲的優(yōu)化方案，優(yōu)化前后氣隙磁密諧波含量對比見圖5，電機定子外表面響應對比見圖6。

圖4 某車型驅動電機優(yōu)化方案

圖5 驅動電機優(yōu)化前后氣隙磁密諧波含量對比

圖6 驅動電機優(yōu)化前后定子外表面響應對比

從圖5可看出：優(yōu)化后，引起48階噪聲的11和13階次磁密含量明顯減少。

從圖6可看出：48階噪聲[對應圖6(a)中1 600和圖6(b)中3 600 Hz等效聲功率)降低4～5 dB。說明在電機轉子的適當位置增加隔磁孔能有效抑制電機48階對應的諧波含量。

根據(jù)式(4)進一步計算兩種方案下電機扭矩脈動值δ，計算結果見圖7。從圖7可看出：兩種方案的扭矩波動值相差在允許范圍內。原方案扭矩脈動值為4.97%，優(yōu)化方案扭矩脈動值為1.95%，優(yōu)化方案的表現(xiàn)更優(yōu)，說明優(yōu)化方案可行。

圖7 驅動電機優(yōu)化前后扭矩脈動波動值對比

(4)

對兩種方案通過整車進行NVH測試驗證，優(yōu)化前后整車WOT工況下近場電機48階噪聲測試結果見圖8。

圖8 驅動電機優(yōu)化前后電機48階近場噪聲對比

從圖8可看出：優(yōu)化后，電機48階噪聲在低速工況下平均降低5 dB(A)左右，與仿真結果基本吻合，進一步驗證了優(yōu)化方案的可行性。

3.2 減速器NVH優(yōu)化

某車型減速器主要存在減速器特征階次嘯叫問題，對應階次為26和9.02階。為此，針對減速器1、2級階次嘯叫問題進行兩輪輪齒優(yōu)化。

第一輪優(yōu)化主要在保持輪齒宏觀參數(shù)不變的情況下對微觀參數(shù)進行優(yōu)化。經過輪齒參數(shù)檢測，發(fā)現(xiàn)齒形斜率誤差及齒向斜率誤差較大，經過微觀磨齒優(yōu)化，減小齒形和齒向斜率誤差，將其控制在合適精度范圍內。磨齒前，齒輪的徑向跳動誤差及鼓形量誤差都較大，磨齒優(yōu)化后盡量降低徑向跳動誤差及齒輪的鼓形量誤差。圖9為第一輪輪齒優(yōu)化后WOT工況測試結果。

從圖9可以看出：減速器26階噪聲司機室內控制在31 dB(A)左右，滿足客戶要求。因此，可將第一對輪齒參數(shù)、工藝裝配參數(shù)進行固化，便于后續(xù)NVH問題控制。9.02階噪聲在2 000～3 100 r/min速度區(qū)間存在局部峰值，對應頻率為300～470 Hz，為左懸置共振引起的局部噪聲加強。

圖9 減速器第一輪齒輪優(yōu)化后WOT工況測試結果

第二輪優(yōu)化設計A、B兩套修行方案(見表2)并安排4臺樣車進行對比分析，分析結果見圖10。

表2 減速器A、B測試方案

從圖10可看出：第二輪齒輪修行方案(A、B)下，轉速為2 500～3 000 r/min時，9階噪聲偏大，對比原狀態(tài)和第一輪優(yōu)化結果，存在一定惡化。26階噪聲，A、B方案均可接受。9.02階噪聲工況區(qū)間為2 100～3 500 r/min，對應頻率為300～470 Hz。

針對9階噪聲惡化問題進行排查。初步判斷該問題為低速低頻問題，采用排除方法進行分析。動力總成出現(xiàn)低頻問題可能是由于電機旋變蓋板及電控的上蓋板剛度不足。但進一步分析二者振動數(shù)據(jù)，該頻率區(qū)間沒有出現(xiàn)明顯振動帶。因此，可以排除這兩個零部件，基本排除動力總成的問題。進一步將振動傳感器布置區(qū)域擴大至懸置。根據(jù)圖10，該問題主要是由于300～470 Hz區(qū)間共振帶導致9.02階次噪聲加強而引起的局部噪聲加強效應，根據(jù)推斷及后續(xù)測試數(shù)據(jù)判斷與左懸置被動端支架模態(tài)偏低有關。9.02噪聲與左懸置問題區(qū)域基本一致，判斷9.02階噪聲惡化現(xiàn)象是由于左懸置剛度較低引起，可將左懸置剛度提高，消除共振引起的噪聲加強現(xiàn)象。

圖10 減速器第二輪優(yōu)化A、B方案WOT工況測試結果

4 結語

該文闡述了電機激勵原理及振動規(guī)律，分析了PWM載波對動力總成噪聲的影響，并提出對應措施；闡述了減速器激勵原理及振動特性，分析了純電動汽車減速器與傳統(tǒng)燃油車的區(qū)別，提出了控制減速器所引起噪聲的措施；最后以某車型純電動動力總成為例，對驅動電機及減速器進行NVH優(yōu)化，使其動力總成符合客戶要求。