混合動力汽車噪聲和振動特性及其控制

岳中英 劉玉龍 謝凱 趙海瀾 顧鵬云

（1.浙江吉利汽車研究院有限公司，寧波 315336；2.中國汽車技術研究中心，天津 300000）

主題詞：混合動力汽車 噪聲 振動 控制

1 前言

混合動力汽車的結構及制動策略與傳統燃油車存在較大不同，其激勵源的變化帶來了噪聲和振動特性的變化。混合動力汽車的行駛工況可不依賴于發動機的運行狀態，其主要工作模式為純電工作模式和混動工作模式。在純電工作模式下，由于缺少發動機噪聲的遮蔽，導致附件噪聲、路噪及齒輪和電機的嘯叫尤為顯著，且噪聲頻率高，易被乘客感知；在混動模式下，頻繁的發動機起動、熄火等過程也將帶來突出的振動沖擊問題。為此，以某款雙行星排功率分流式混合動力車型為例，針對由于激勵源變化而帶來的噪聲和振動特性的變化進行了分析，并提出了相應的解決方案。

2 混合動力車型結構特點

以某款混合動力車型為研究對象，其動力總成結構如圖1所示[1]。該系統主要由內燃機及電動CVT變速器組成，電動CVT變速器由雙電機（電機E1、電機E2）、雙排行星排、主減速器及差速器組成。發動機及電機E1、電機E2作為動力輸入，經過雙行星排再由齒圈輸出動力，實現功率分流。

圖1 雙行星排式混合動力系統結構

該混合動力驅動系統主要有純電工作模式（EV）和混動工作模式。圖2為純電（EV）工作模式，此模式下制動器B1鎖止，發動機不工作，由電機E1和E2提供動力，最高車速為100 km/h，此模式下可實現純電行駛工況即電機單獨驅動車輛及制動能量回收工況。圖3為混動工作模式，其中HEV1模式為中高速行駛工況，車速一般為50 km/h以上，為提高燃油效率，制動器B2鎖止，發動機與電機E2共同作為動力源輸出動力，此模式下可實現發動機與電機共同驅動車輛、發動機單獨驅動車輛，以及給電池充電、制動能量回收等功能；在低中速及急加速工況下，HEV2模式下由發動機、電機E1和E2共同驅動車輛，此模式下可實現發動機與電機共同驅動車輛、發動機單獨驅動車輛且給動力電池充電、發動機只給動力電池充電、電機制動能量回收等功能。

圖2 EV（純電工作模式）

圖3 混動工作模式

3 混合動力車型噪聲和振動特性

3.1 純電(EV)模式附件噪聲

混合動力汽車在車輛靜止或低速行駛工況下，發動機不參與工作，此時由于缺少發動機低頻噪聲的遮蔽，各類泵等附件的工作噪聲尤為突出[2]。為評價水泵工作時的噪聲，通過外接控制器單獨對水泵進行占空比調試，測量水泵在最大占空比時車內駕駛員內耳處噪聲。

圖4中虛線頻譜部分（原狀態）為電機冷卻水泵（占空比90%）單獨工作時噪聲，駕駛員內耳處聲壓級為22 dB(A)，水泵單獨工作時聲音能量較小，但是由于噪聲頻率相對較高，且沒有發動機噪聲的遮蔽，易于被乘客感知。控制水泵噪聲的途徑除降低單體噪聲外，對連接管路進行隔振處理也是主要的噪聲衰減路徑。即在管路與車身連接處增加一層橡膠襯套，由硬連接變成軟連接，通過橡膠材料具有的粘彈性對結構進行阻尼減振，進而降低振動傳遞。圖4中實線頻譜部分為斷開冷卻水泵與車身的連接點后噪聲測試結果，由圖4可知，斷開后噪聲下降3 dB(A)，下降的頻率范圍集中在50～400 Hz內。

圖4 電機冷卻水泵工作噪聲

圖5 為電池冷卻水泵工作噪聲。其中虛線頻譜（原狀態）為電池冷卻水泵在占空比為80%時單獨工作噪聲，駕駛員內耳處聲壓級為25 dB(A)。對電池水泵與車身的連接點進行隔振處理后，噪聲下降4 dB(A)，下降的頻率范圍集中在60～800 Hz內，如圖5中實線頻譜所示。

圖5 電池冷卻水泵工作噪聲

圖6 為PTC水泵工作噪聲。其中虛線頻譜（原狀態）為PTC水泵在占空比為80%時單獨工作噪聲，駕駛員內耳處聲壓級為31 dB(A)，對PTC水泵與車身的連接點進行隔振處理后，噪聲下降3 dB(A)，下降頻率集中在160～1 500 Hz之間，如圖6中實線頻譜所示。

圖6 PTC水泵工作噪聲

由上述測試可知，混合動力車型相對傳統車型增加的3個冷卻水泵，在純電模式、低車速下的聲音控制尤為重要。除對連接管路進行隔振處理外，還可在研發初期對水泵進行合理布置，如將水泵安裝于動力總成上，這樣經過懸置的衰減可有效降低傳至車內的工作噪聲。

3.2 發動機起停沖擊

混合動力汽車出于節油的需要以及對扭矩、動力電池電量的需求等因素需要頻繁起停發動機，發動機在起動和熄火瞬間，主要受到繞曲軸方向的激勵，整車上表現為X向和Z向的激勵比較大，限于篇幅，主要以起動過程中X向的振動數據為例進行說明[2]。圖7為發動機起動過程中座椅X向振動加速度幅值，振動沖擊主要有兩個階段，第1階段是電機拖動發動機曲軸旋轉的起動階段，第2階段是發動機噴油點火階段[4]。關于沖擊的衰減主要從兩個方面進行控制，第1階段沖擊通過整車控制起停程序優化，第2階段沖擊通過調校懸置剛度曲線進行振動衰減。

圖7 發動機起動過程座椅振動加速度

3.2.1 起停沖擊的度量

采用基于加速度4次方的振動劑量評價方法（VDV）進行起停沖擊的度量。與其它評價方法相比，4次方振動劑量評價方法對沖擊的峰值更加敏感，且其本質為關于時間的黎曼和，充分考慮了信號持續時間的影響，適合用于對沖擊進行評價和度量[3]，其計算式為：

式中，VDV為振動劑量值；a(t)為未經過加權處理的振動加速度時域信號；t為時間。

3.2.2 起停沖擊的衰減

該混合動力系統在行駛過程中發動機的起動是在懸置受預載力（此時懸置受到來自電機的扭矩）的情況下發生的，即懸置在有預載的情況下進一步受到發動機起動的瞬態扭矩激勵，因此懸置剛度曲線需針對此情況進行合理設計[4-5]。

圖8為調整前、后發動機懸置靜剛度曲線，由圖8可看出，由于右懸置靠近彈性軸，在瞬態激勵時右懸置的運動量相對較小；左懸置和后懸置相對而言離彈性軸較遠，對沖擊的影響相對較大。因此左懸置和后懸置的剛度曲線在線性段剛度要求相對較低，這對怠速的隔振有較好的衰減作用；而在非線性段，原車左懸置沒有及時提升剛度，而且剛度上升也較慢，且后懸置的剛度曲線沒有及早進入非線性段，并且非線性段上升過快。總體來說原車懸置整體位移較小階段剛度較低，位移較大階段剛度上升較快，導致在瞬態激勵下動力總成的運動量較大且沖擊明顯[6-7]。

調整后的懸置剛度曲線主要保留較短的線性段，在發動機起動的瞬間及時進入非線性段，提供較大剛度，利于對振動沖擊的約束，如圖8中虛線所示。由此可表明，該懸置剛度設計對降低懸置動力總成運動量有明顯效果。

圖8 發動機懸置靜剛度曲線

表1為車輛原地靜止不動（相當于傳統車怠速工況）及行駛中發動機起動時轉向盤及座椅的VDV值，由表1可知，懸置剛度曲線調整后，轉向盤振動VDV值明顯降低，與主觀感受也一致。

限于篇幅，只列舉了懸置剛度曲線調整前、后座椅和轉向盤X向振動加速度時域數據，如圖9和圖10所示。由圖中可看出，懸置剛度曲線調整后，振動加速度幅值明顯小于原狀態，與VDV值變化趨勢一致，即調整懸置剛度曲線可改善發動機起停沖擊。

表1 原地及行進中發動機起動時的VDV m/s1.75

圖9 懸置剛度曲線調整前、后座椅X向振動加速度

圖10 懸置剛度曲線調整前、后轉向盤X向振動加速度

該案例中，發動機的起動和熄火是由驅動電機來完成的，而非傳統的起動電機，且由于在該系統中發動機與傳動系統之間是機械連接，沒有離合器，因此對發動機起動與熄火過程中電機的扭矩控制提出了更高的要求。為此，在發動機起停過程中，采取電機對發動機進行扭矩及轉速補償，以降低起停過程中的振動沖擊。圖11為懸置剛度曲線調整前、后起動過程電機及發動機扭矩變化。

圖11 起停控制程序調整前、后起動過程電機及發動機扭矩

圖11 a中，電機扭矩對發動機扭矩補償較小，發動機起動過程中有較大的扭矩波動，而圖11b中電機對發動機扭矩進行實時補償，減小了發動機起動過程中的扭矩波動，且扭矩變化過程也變得較為平順，使得振動沖擊明顯改善。限于篇幅限制，對起停控制程序優化前、后整車的表現不再贅述[8]。

3.3 齒輪及電機嘯叫

雙行星排齒輪在工作時，由于齒輪受力變形及制造誤差等會導致齒輪嚙合錯位，傳遞誤差過大，進而產生齒輪嘯叫；另外，電機運轉時由于電磁噪聲以及電磁設計中的氣隙磁密、繞組形式、并聯支路數、諧波分布系數等原因產生電機嘯叫。齒輪及電機嘯叫屬于典型的有調噪聲，且是隨轉速變化由階次成分導致的有調噪聲，可以利用基于階次帶寬的有調噪聲評價方法進行評價。本文以純電模式加速過程中的嘯叫為例進行分析。

圖12為純電模式下車內加速噪聲云圖，前兩個階次噪聲為齒輪嚙合噪聲(圖中標識19階以及38階)，第3條階次線為電機嘯叫噪聲（圖中標識72階）。由圖12可看出，在整個轉速段，齒輪嚙合噪聲均占主導地位，因此需對齒輪嘯叫進行衰減。

圖12 EV加速車內噪聲云圖

為了消除由齒輪彈性變形以及齒輪設計誤差所引起的輪齒嚙入、嚙出沖擊，需進行合適的齒形修形[9]，以改善齒面的接觸，使傳動變得平穩。圖13為減速器齒輪修形后階次噪聲云圖，修形后嘯叫階次噪聲與圖12修形前階次噪聲相比明顯減小，表明齒輪修形可有效降低齒輪嘯叫噪聲。

圖13 齒輪修形后嘯叫噪聲對比云圖

3.4 路噪

對于混合動力車型，在純電模式工況下，由于沒有發動機噪聲遮蔽，路噪聲是車內噪聲主要貢獻源。圖14為在粗糙路面下，當車速為50 km/h時前排人員及后排人員外耳處噪聲測試圖譜。由圖14可看出，路噪峰值對應頻率為50 Hz、80 Hz、125 Hz、160 Hz、250 Hz。通過試驗排查，主要峰值頻率來自輪胎扭轉模態以及懸架的貢獻。對于懸架的貢獻，主要采取降低懸架支柱上部的橡膠襯套的剛度，提高懸架對來自路面激勵的振動吸收；提高副車架擺臂襯套Y向剛度，約束懸架的Y向模態的影響。對于輪胎的貢獻，采取降低胎面硬度，增強小振動的吸收能力，另外在胎側使用硬度較軟的三角膠，同時增加RC（胎側輪輞線到輪胎子口間橡膠）膠厚度，提升胎側的阻尼特性。

圖14 路噪1/3倍頻程圖譜

圖15 和圖16為改變襯套剛度及輪胎胎面結構前、后路噪變化，從圖中可看出，改變胎面結構后路噪稍有改善，改變襯套剛度對路噪貢獻明顯。

圖15 襯套及胎面結構優化前、后排人員外耳處噪聲變化

圖16 襯套及胎面結構優化前、后前排人員外耳處噪聲變化

4 結束語

混合動力車型由于動力傳動系統復雜，整車使用工況多變，發動機起停沖擊、齒輪及電機嘯叫是其常見的NVH問題。同時由于純電工作模式缺少發動機工作噪聲的遮蔽，導致路噪以及附件噪聲突出。本文以某款混合動力車型為研究對象，對混合動力車型主要的噪聲問題進行了分析，并結合試驗對發動機起停、附件噪聲、齒輪嘯叫、路噪等問題提出了解決方案。