張學(xué)丘 周昌水 楊精銳 章凡 劉新華

摘 ?要：純電動車電驅(qū)總成剛體模態(tài)頻率較傳統(tǒng)燃油車的動力總成剛體模態(tài)頻率高，容易與底盤以及車身模態(tài)耦合，發(fā)生共振，引起路噪低頻轟鳴聲。目前較多的電動車為了降低電驅(qū)嘯叫，提高電驅(qū)的隔振率，電驅(qū)采用二級隔振系統(tǒng)。二級隔振系統(tǒng)有兩個共振峰和一個反共振峰，相對于單級隔振系統(tǒng)增加了共振的風(fēng)險，但可以利用反共振峰降低副車架的振動。本文通過三個不同的樣車，分別做不同工況的路噪測試，研究電驅(qū)剛體模態(tài)與路噪的關(guān)系，并總結(jié)得到電驅(qū)總成在整車上的模態(tài)需要與輪胎和車身模態(tài)避頻，而在輪胎激勵力較大的頻率處，可以將電驅(qū)設(shè)計成吸振器，降低車架的振動，從而降低路噪響應(yīng)。

關(guān)鍵詞：路噪;二級隔振;低頻轟鳴;純電動車;電驅(qū)動總成;剛體模態(tài)

中圖分類號：U467.1 ? ? ?文獻標識碼：A ? ? ?文章編號：1005-2550（2022）02-0011-07

A Research on Rigid Body Modal Design of Two-stage Vibration

Isolation Electric Drive System for Battery Electric Vehicles

ZHANG Xue-qiu， ZHOU Chang-shui， YNAG Jing-rui， ZHANG Fan， LIU Xin-hua

（Geely Automobile Research & Development （Ningbo） Co.， Ltd， Ningbo 315336， China）

Abstract： The rigid body modal frequencies of the electric drive system （EDS） of battery electric vehicles （BEV） are higher than that of the powertrain of the traditional fuel vehicles， which are easy to be coupled with the chassis and body modes， causing low frequency ‘Booming road noise. In order to reduce the high-frequency whistling noise and increase the vibration isolation rates of EDS， many BEV adopts two-stage vibration isolation system. The two-stage vibration isolation system has two formats and one anti-formant. It increases the resonance risk compared to one-stage vibration isolation system， but can reduce the vibration of the frame by using the anti-formant. In this paper， the road noise test under different working conditions is carried out on three different sample vehicles to study the relationship between EDS rigid body modes and road noise， and concluded that the EDS rigid body modes， tire modes and body modes need frequency separated， and also EDS can be designed as a vibration absorber at the peak of input force to reduce the vibration of the frame and thus reduce the road noise response.

Key Words： Road Noise; Two-stage Vibration Isolation System; Booming; BEV; Electric Drive System; Rigid Body Modes

純電動汽車為新能源汽車的一個重要發(fā)展方向，沒有燃油動力總成的噪聲和激勵，電動車的車內(nèi)噪聲比燃油車有明顯的改善。但是電驅(qū)總成會產(chǎn)生新的噪聲問題，例如高頻嘯叫聲是顧客主要抱怨的問題之一。降低高頻嘯叫聲，主要是提高電驅(qū)總成與車身之間的隔振率?？祻姷热藢﹄婒?qū)總成懸置做了研究，得出懸置剛度越低，隔振率越高，嘯叫聲就越低[1]。除了降低懸置剛度提高隔振率，還可以利用雙級隔振來提高電驅(qū)總成的隔振率。胡培龍，冼鴻威對比了單層隔振系統(tǒng)和二級隔振系統(tǒng)的隔振率，發(fā)現(xiàn)在高頻區(qū)域，二級隔振系統(tǒng)隔振率遠高于單級隔振系統(tǒng)[2]。目前市場上很多純電動車的電驅(qū)總成都設(shè)計成二級隔振系統(tǒng)，例如：極氪001，特斯拉系列車型，奧迪E-tron，蔚來ES8，小鵬P7等。

相比于傳統(tǒng)燃油車，電動車的電驅(qū)總成剛體模態(tài)頻率較高，容易與輪胎及車身模態(tài)耦合，引起路噪低頻轟鳴聲（Booming）。然而目前鮮少有人做過電驅(qū)剛體模態(tài)對路噪影響的研究。Stefan Uhlar分析發(fā)現(xiàn)奧迪E-tron車內(nèi)路噪30-50Hz的峰值來自于后懸，通過測試及仿真分析發(fā)現(xiàn)后副車架襯套及電驅(qū)懸置靈敏度較高，然后對后副車架襯套及電驅(qū)懸置進行DOE優(yōu)化，得到最優(yōu)的襯套剛度組合，進而降低了路噪低頻峰值[3]，但該文獻未說明副車架和電機懸置對路噪影響的機理。本文通過試驗發(fā)現(xiàn)，電驅(qū)總成剛體模態(tài)對路噪低頻影響較大，通過對三輛不同的樣車做不同工況的測試，研究二級隔振的電驅(qū)總成剛體模態(tài)對路噪的影響。

1 ? ?低頻路噪機理分析

1.1 ? 粗糙路面和車輪激勵

粗糙路面產(chǎn)生的激勵力隨頻率增加而快速衰減，頻率越低激勵力越大，在理想狀態(tài)下，輪胎應(yīng)該是減振元件，但在實際狀態(tài)下，輪胎的模態(tài)，會產(chǎn)生新的激勵，成為激勵源 [4]。

在0-50Hz頻率范圍內(nèi)，輪胎主要有垂向的剛性模態(tài)（18Hz附近）和扭轉(zhuǎn)模態(tài)（35-42Hz），其振型示意圖如圖1所示。在輪胎模態(tài)處，容易產(chǎn)生共振，使得輪芯的振動加速度較大，并通過底盤傳遞到車身，進而產(chǎn)生較高的車內(nèi)噪聲。圖2為某樣車在粗糙路上勻速行駛時，四個車輪的輪芯加速度響應(yīng)曲線。從圖2中可以看出，50Hz以內(nèi)主要有兩個較大峰值，16Hz的峰為輪芯Z向，對應(yīng)輪胎的垂直模態(tài)，35-42Hz的峰為輪芯X向，與輪胎的扭轉(zhuǎn)模態(tài)對應(yīng)。底盤與車身的模態(tài)應(yīng)避開這兩個激勵源。

1.2 ? 電驅(qū)總成剛體模態(tài)分布

電驅(qū)總成剛體模態(tài)與傳統(tǒng)燃油車的動力總成剛體模態(tài)頻率分布差異較大，文獻[1]統(tǒng)計了2款燃油車和5款純電動車的動力總成剛體模態(tài)分布，發(fā)現(xiàn)燃油車的動力總成剛體模態(tài)頻率范圍為5-20Hz，電驅(qū)總成的剛體模態(tài)頻率范圍為15-50Hz，遠高于燃油車。車身整體模態(tài)、背門模態(tài)、風(fēng)擋上橫梁模態(tài)頻率一般集中在30-40Hz，燃油車的動力總成剛體模態(tài)與上述車身模態(tài)完全避開，而電驅(qū)動總成剛體模態(tài)頻率較高容易與車身模態(tài)發(fā)生耦合共振，引起車內(nèi)路噪問題。

1.3 ? 模態(tài)避頻

整車0-50Hz頻率范圍內(nèi)的模態(tài)密度比較低，為避免NVH問題，主要考慮各模態(tài)之間的避頻。對于底盤模態(tài)，同方向振型的模態(tài)更加需要避開，例如：電驅(qū)前后剛體模態(tài)（Tx）與懸架的前后模態(tài)（For-after）避頻，電驅(qū)的垂向模態(tài)（Tz）應(yīng)與懸架的跳動模態(tài)（Hop/Tramp）避開，否則會影響整車舒適性;另外電驅(qū)的側(cè)傾模態(tài)（Pitch）應(yīng)與輪胎的扭轉(zhuǎn)模態(tài)避開。

激勵力從底盤傳遞到車身時，從后懸架傳遞上來的力更容易激起車身后部模態(tài)，比如尾門模態(tài)，后端彎曲和扭轉(zhuǎn)模態(tài)等，從前懸架傳遞上來的力更容易激起車身前部的模態(tài)，比如前頂橫梁模態(tài)，車身前端彎曲和扭轉(zhuǎn)模態(tài)等，所以前懸架模態(tài)需要與車身前部模態(tài)避頻，后懸架模態(tài)與車身后部模態(tài)避頻。

2 ? 二級隔振系統(tǒng)特性[5]

有阻尼單自由度和二自由度系統(tǒng)如圖3所示，假設(shè)m1表示副車架，m2表示電驅(qū)動總成。單自由度和二自由度m1的振動特性示意圖如圖4所示。當柔性連接的副車架加上電驅(qū)動總成后，原本一個共振峰分裂成兩共振峰，增加了共振的概率。而兩峰中間有個谷，稱為“反共振峰”，即電驅(qū)振動，副車架靜止不動，此時電驅(qū)總成形成了動力吸振器。而“谷”發(fā)生的頻率為 ?，即為電驅(qū)動總成的接地剛體模態(tài)頻率。

根據(jù)二自由度系統(tǒng)的特性，首先避免電驅(qū)及副車架模態(tài)與車身及輪胎模態(tài)避頻，其次，可以將電驅(qū)設(shè)計成吸振器，吸振的頻率設(shè)計在輪芯激勵力較大的頻率處，用來衰減副車架上的振動幅值，從而降低副車架傳遞到車身上的力。

3 ? ?試驗驗證

3.1 ? 試驗一

3.1.1 路噪測試

某四驅(qū)樣車A，前電驅(qū)為一級隔振，后電驅(qū)為二級隔振，如圖5所示，前后電驅(qū)都是通過三點懸置安裝在副車架上，前副車架與車身螺栓連接，后副車架通過四個橡膠襯套與車身連接。

試驗一將該樣車后電驅(qū)總成及驅(qū)動半軸拆除，對比原始狀態(tài)和拆除后電驅(qū)狀態(tài)的路噪。測試工況：在粗糙路面上以60公里每小時的車速勻速行駛，用麥克風(fēng)測試車內(nèi)前后排的噪聲如圖6所示，并同時用加速度傳感器監(jiān)測后副車架四個主動點加速度響應(yīng)如圖7所示。從路噪結(jié)果可以看出，前排噪聲，拆掉后電驅(qū)總成后30Hz噪聲降低2dB，但39Hz噪聲增大8dB，后排噪聲拆掉后電驅(qū)后39Hz附近噪聲增大8dB左右，可見后電驅(qū)對路噪低頻影響較大。從后副車架Z向振動加速度結(jié)果可以看出，拆除后電驅(qū)后，40Hz附近后副車架的Z向振動大幅變大。后副車架的振動趨勢與路噪的趨勢一致，由于后副車架的Z向振動變大，導(dǎo)致路噪40Hz變差，后副車架為主要傳遞路徑。

3.1.2底盤模態(tài)仿真結(jié)果

為了進一步研究路噪變化的機理，對這兩種狀態(tài)的后懸架模態(tài)進行仿真分析。其中拆除后電驅(qū)總成后，后副車架的pitch為40.7Hz，與輪胎扭轉(zhuǎn)模態(tài)耦合，模態(tài)振型如圖8所示：

原始狀態(tài)電驅(qū)接地和整車工況下的模態(tài)結(jié)果見表1。從表1中可以看出電驅(qū)接地工況下側(cè)傾模態(tài)為43Hz，與輪胎扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率接近，初步判斷電驅(qū)形成了吸振器效果，故原始狀態(tài)后副車架主動端40Hz附近的振動比拆除電驅(qū)后狀態(tài)明顯降低，而由于拆除電驅(qū)后，副車架側(cè)傾模態(tài)與輪胎扭轉(zhuǎn)模態(tài)耦合，導(dǎo)致副車架Z向加速度在40Hz附近產(chǎn)生較大峰值。對于30Hz路噪，由于原始狀態(tài)，電驅(qū)在整車工況下的俯仰和側(cè)傾模態(tài)分別為29.8Hz和32.6Hz，與尾門前后整體模態(tài)（32Hz）耦合，導(dǎo)致路噪在30Hz附近增大。

3.2 ? 試驗二

3.2.1 路噪測試

某前驅(qū)樣車B，前電驅(qū)為一級隔振，后副車架與車身柔性連接，如圖9所示。試驗二做三種狀態(tài)的試驗，狀態(tài)一：原始狀態(tài);狀態(tài)二：在與車身柔性連接的后副車架上通過三點懸置裝上后電驅(qū)總成，不裝傳動半軸，電驅(qū)形成二級隔振系統(tǒng);狀態(tài)三：將狀態(tài)二的電驅(qū)橡膠懸置換成鋁塊，即電驅(qū)與后副車架剛性連接。該試驗是為了驗證試驗一原始狀態(tài)比拆除后電驅(qū)狀態(tài)路噪40Hz顯著降低是否由于電機的質(zhì)量作用抑制了后副車架的振動。

三種狀態(tài)的樣車分別在同樣的粗糙路面以60公里每小時的車速勻速行駛，用麥克風(fēng)監(jiān)測車內(nèi)噪聲。路噪結(jié)果如圖10所示。結(jié)果顯示，裝上二級隔振的電驅(qū)后，路噪低頻普遍降低，與試驗一結(jié)果一致。而將電驅(qū)的懸置換成鋁塊使得電機只有質(zhì)量作用，低頻路噪反而變差，也即當電驅(qū)總成只有質(zhì)量作用的時候，并未能抑制副車架低頻的振動幅值。

3.2.2 底盤模態(tài)仿真結(jié)果

為了進一步研究路噪結(jié)果的根本原因，對各狀態(tài)的電驅(qū)總成及后副車架在整車狀態(tài)下的剛體模態(tài)進行仿真分析，結(jié)果見表2：

從表2中可以看出，原始狀態(tài)副車架的剛體模態(tài)大于60Hz，50Hz以內(nèi)并未與車身及輪胎模態(tài)耦合。裝上后電驅(qū)后，電驅(qū)Pitch模態(tài)為35.0Hz，與輪胎扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率接近，有耦合風(fēng)險，故35Hz附近狀態(tài)二比狀態(tài)一的路噪變差2dB左右。狀態(tài)三，后副車架+后電驅(qū)整體Pitch模態(tài)為45.2Hz，輪胎扭轉(zhuǎn)模態(tài)為35-42Hz，有耦合風(fēng)險，從而導(dǎo)致該頻段車內(nèi)路噪較大。

從圖8中可以看出，狀態(tài)二的路噪在40-50Hz頻段內(nèi)路噪最低，為此仿真計算狀態(tài)二電驅(qū)總成的接地工況的剛體模態(tài)，結(jié)果見表3。其中電驅(qū)的Pitch模態(tài)頻率為40.9Hz，即電驅(qū)在40.9Hz起到了吸振器作用。

3.3 ? 試驗三

3.3.1 路噪測試

某四驅(qū)樣車C，與樣車B同款車型，前電驅(qū)為一級隔振，后電驅(qū)為二級隔振，如圖5所示。試驗三做三種狀態(tài)試驗，狀態(tài)一：原始狀態(tài);狀態(tài)二：將后電驅(qū)三個懸置的剛度調(diào)大;狀態(tài)三：在狀態(tài)二的基礎(chǔ)上，將后副車架前點襯套剛度調(diào)大。

三種狀態(tài)樣車分別在同樣的粗糙路面上以60公里每小時的車速勻速行駛，監(jiān)測車內(nèi)噪聲如圖11所示和后副車架主動端振動加速度如圖13所示，以及后輪輪芯振動加速度如圖12所示。從路噪結(jié)果可以看出，狀態(tài)三低頻路噪最好，中排和后排33Hz路噪峰值較狀態(tài)一降低8dB左右。從圖12左后輪芯加速度響應(yīng)對比曲線看，三種狀態(tài)輪芯加速度差異不大，X向激勵力峰值均在36-40Hz，說明路噪的差異并非激勵力的差異引起。從圖13后副車架主動端振動對比可以看出，狀態(tài)三后副車架30-40Hz頻段內(nèi)的X和Z向振動加速度最低，與路噪現(xiàn)象一致。

3.3.2 底盤模態(tài)測試及仿真結(jié)果

為了進一步研究副車架振動及路噪變化的原因，對各狀態(tài)的電驅(qū)總成在整車狀態(tài)下的剛體模態(tài)進行仿真分析，結(jié)果見表4。其中狀態(tài)一和狀態(tài)二電驅(qū)側(cè)傾模態(tài)分別為35.0Hz、38.2Hz，都與輪芯X向激勵力36-40Hz耦合（圖10左后輪X向振動加速度），因此這兩個狀態(tài)都在30-40Hz有較大峰值，而狀態(tài)三電驅(qū)側(cè)傾模態(tài)為50.5Hz，避開激勵力10Hz。

三種狀態(tài)的電驅(qū)接地模態(tài)仿真結(jié)果見表5。狀態(tài)一側(cè)傾模態(tài)為40.9Hz，電驅(qū)總成的側(cè)傾模態(tài)在41Hz附近形成吸振器效果。狀態(tài)二和狀態(tài)三側(cè)傾模態(tài)為65.1Hz，與輪胎扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率相差25Hz，無法形成吸振器，而這兩個狀態(tài)的垂向接地模態(tài)為34.3Hz，可以做成Z向的吸振器。

而最終體現(xiàn)在車內(nèi)噪聲的結(jié)果，除了與底盤相關(guān)，還與車身噪聲傳函相關(guān)，所以需要綜合考慮。

4 ? ?總結(jié)

根據(jù)以上試驗結(jié)果，電驅(qū)剛體模態(tài)設(shè)計時主要有以下兩個原則：

1. 電驅(qū)總成剛體模態(tài)首先要考慮避頻。電驅(qū)側(cè)傾模態(tài)與輪胎扭轉(zhuǎn)模態(tài)至少避頻5Hz以上，與車身模態(tài)避頻3Hz以上，其中車身模態(tài)主要為整體模態(tài)、大鈑金模態(tài)以及背門模態(tài)，或者與車身噪聲傳函峰值避頻。

2. 二級隔振系統(tǒng)的電驅(qū)總成，可以將電驅(qū)的側(cè)傾或者垂向剛體模態(tài)設(shè)計成吸振器，降低輪胎扭轉(zhuǎn)模態(tài)引起的車架振動幅值，從而降低車內(nèi)路噪。

參考文獻：

[1]康強，顧鵬云，左署光.純電動汽車電驅(qū)動總成懸置設(shè)計原則研究[J].汽車工程，2019，41（11）：1235-1242.

[2]胡培龍，冼鴻威.基于二級隔振得電動汽車懸置系統(tǒng)固有特性研究[C].中國汽車工程學(xué)會年會論文集，2018，SAECCE-NVH010：970-976.

[3]Stefan Uhlar. Simulating and Optimizing the Dynamic Chassis Forces of the Audi E-Tron[C]. SAE Technical Paper Series，2020-01-1521.

[4]龐劍，諶剛，何華.機械振動系統(tǒng)——理論與應(yīng)用.[M].北京理工大學(xué)出版社，2006.323-329.

[5]師漢民.機械振動系統(tǒng)——分析·測試·建?！Σ撸ㄉ蟽裕?第二版[M].華中科技大學(xué)出版社，2004.248-255.

張學(xué)丘

畢業(yè)于合肥工業(yè)大學(xué)，碩士學(xué)歷，現(xiàn)就職于吉利汽車研究院（寧波）有限公司，任主任工程師，主要研究方向為：整車NVH仿真及性能開發(fā)工作，已發(fā)表論文稿5篇。

專家推薦語

章國光

湖北工業(yè)大學(xué)

電機系統(tǒng)控制與汽車電動化 ?教授

論文針對純電動車電驅(qū)剛體系統(tǒng)的隔振設(shè)計，對代表性的隔振方案開展試驗研究與分析，并總結(jié)了設(shè)計指導(dǎo)原則。本論文分析問題的思路清晰并有試驗數(shù)據(jù)支撐，具有較高的工程價值。