純電動汽車電驅動總成懸置設計原則研究

康 強，顧鵬云，左曙光

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

前言

相比于內燃機的低頻發火階次的機械和燃燒噪聲，電動汽車的電驅動總成噪聲主要是由電磁力和齒輪嚙合產生的高頻嘯叫聲［1］。盡管其輻射的聲功率遠低于內燃機，但電機和減速器的高頻噪聲同樣相當擾人。為滿足用戶對車內安靜的要求，須將動力總成的嘯叫噪聲完全阻止在駕駛室之外。傳入車內的電機和減速器的高頻嘯叫噪聲，其來源一方面是發動機艙內電機和減速器的高頻嘯叫聲通過空氣路徑傳到車內；另一方面是通過懸置和車身等結構路徑傳到車內。研究表明，駕駛室內的電驅動總成的2 000-2 500 Hz以下頻率的噪聲主要通過結構傳遞路徑傳入［2］。因此，懸置系統的隔振設計對車內嘯叫聲的控制非常重要。懸置一方面應能抵抗動力總成的扭轉運動，另一方面須隔離動力總成的振動向車身傳遞。由于電動汽車的驅動電機扭矩大，如何在實現電驅動總成懸置的抗扭性能時盡可能提高懸置隔振性能，是一個挑戰。

徐中明等［3］對電動汽車懸置進行了優化，仍然以發動機懸置常用的解耦率為目標。由于電機的激勵力頻率與發動機的激勵力頻率完全不同，電機激勵力頻率遠遠高于動力總成剛體模態頻率，且激勵力很小，因此，一般并不會使動力總成發生共振。李堯堯等［4］以懸置支撐處的動反力最小為優化目標，但只分析和測試到100 Hz，顯然遠低于電驅動總成的高頻激勵和噪聲頻率范圍。

本文中從電驅動總成懸置的抗扭和隔振這兩個功能，系統地分析和總結了純電動汽車驅動總成懸置設計的一般原則。

1 電動車與燃油車動力總成振動特性對比

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

表1 某燃油車和電動車動力總成懸置剛度N／mm

比較表1和表2可以看出，電驅動總成的質量約為傳統動力總成的一半，懸置剛度約為傳統動力總成懸置的2倍。因此，燃油車動力總成剛體模態頻率一般設計為5-20 Hz，而電驅動總成的剛體模態為25-50 Hz，為燃油車的4倍左右。

相比于傳統發動機，電驅動總成扭矩大，但是波動很小，且其激勵主要來源于電磁力和齒輪嚙合導致的高頻振動，遠高于電驅動總成剛體模態。因此，盡管電動車的動力總成剛體模態為燃油車的4倍左右，但是仍然遠小于激勵頻率。圖1所示為某電動車急加速工況下動力總成后懸置主動端振動云圖。可以看出，其主要激勵力頻率在400～8 000 Hz。

表2 燃油車和電動車動力總成剛體模態對比Hz

圖1 某電動車全負荷加速工況下動力總成后懸置主動端振動云圖

除考慮懸置的隔振性能，也需要考慮其抗扭性能。尤其對于電動汽車而言，其電機扭矩大，響應快，且滑行時還有很強的能量回收扭矩，因此，對整車的瞬態沖擊更大，在tip in／out工況下很容易造成整車前后抖動。表3所示為某電動車采用不同剛度懸置方案得到的車內嘯叫和整車抖動主觀評分。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。可以看出，減小車內嘯叫和降低整車抖動是有一定矛盾的。為了降低整車抖動，需要增大懸置剛度；然而懸置剛度的增大會導致懸置隔振率的降低，從而增大車內嘯叫噪聲。

表3 某電動車不同剛度懸置方案車內嘯叫和整車抖動主觀評價

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

2 懸置布置形式對比分析

對于三點懸置布置方案，目前電動汽車的動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 電動汽車動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力總成慣量與扭矩和相同的懸置剛度曲線。

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

（1）TRA（扭矩軸）布置時動力總成姿態和懸置受力都是最大的。其轉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致懸置隔振率降低。因此，對于電動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種布置方式下的動力總成姿態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懸置的受力非常小。

（3）最優的布置方式為前1＋后2。這種布置下動力總成姿態和懸置受力都是最小的，這是因為在這種布置方式下懸置點與TRA軸距離最大。

圖3 不同懸置布置方案下電驅動總成姿態比較

圖4 不同懸置布置方案下電驅動總成懸置受力比較

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

3 懸置系統隔振分析

3.1 懸置隔振率測試

在車輛發動機艙和車內駕駛員耳旁放置傳聲器，并在懸置主動端和被動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鼓上，測試其在全負荷加速工況和滑行能量回收工況下的噪聲和懸置主被動端振動。各懸置的3個方向隔振率測試結果如圖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階為電機噪聲主要階次。

圖5 懸置隔振率

3.2 懸置支架模態對隔振率的影響

從圖5可以看出，懸置隔振率在500-1 000 Hz范圍內有一個顯著的下降。這是由于懸置支架在500-1 000 Hz范圍內有共振模態，如圖6所示（圖中支架動剛度曲線的谷值頻率即為支架的模態頻率）。將3個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為測試得到的車內噪聲階次曲線。可以看出，1 500 Hz以內，車內減速器和電機階次噪聲的峰值頻率與懸置支架的共振頻率基本一致。可見，對于低速行駛（約40 km／h以下）時車內的電驅動動力總成噪聲，懸置支架的共振特性是重要的影響因素。

3.3 懸置橡膠剛度對隔振率的影響

對于懸置系統，其隔振率理論上可表示為

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

根據式（1），可列出 Ka／Ki和 Kp／Ki分別為不同取值時的隔振率，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），則主被動端與隔振元件剛度比需要大于20倍以上。

圖6 懸置支架動剛度曲線

圖7 車內噪聲階次曲線

表5 隔振率列表 dB

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

圖8 懸置和支架動剛度曲線

從圖8可以看出，左懸置在高頻時動剛度急劇增大，100 Hz時動靜比為1.4，1 000 Hz時動靜比達到17.5；后懸置在高頻時動剛度變化不大，100和1 000 Hz時動靜比均為2.5。由于左懸置動剛度的增大，使1 000 Hz時被動端支架動剛度與左懸置動剛度之比僅僅為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）時橡膠隔振元件不符合無質量假設，而是具有分布質量的特性，因此會產生駐波效應。對于電驅動總成產生的高頻激勵（400-8 000 Hz），懸置橡膠的動態質量的參與效應不可忽略。因此，為改善系統的隔振率，應避免懸置支架模態與懸置橡膠內部共振頻率耦合，同時宜采用不同參數的懸置橡膠以提高系統的隔振率［5］。

圖8中的懸置動剛度的測試條件為：預載為動力總成的重力。這個工況相當于動力總成小負荷工況（小油門加速，勻速，弱能量回收）下的狀態。對于電動汽車的動力嘯叫噪聲，另一個需要考慮的關鍵工況為大負荷工況（全油門加速，強能量回收）。與燃油車不同，電動車電機扭矩一般都很大，全油門加速基本相當于懸置28工況中最惡劣的工況。此時懸置處于完全壓縮狀態。如圖9所示，完全壓縮時的靜剛度最高可增大至小負荷時靜剛度的18倍，此時動剛度也將顯著高于圖8測試的數值。因此，為提高懸置的高頻隔振率，電動汽車懸置設計時應盡可能減小所關心的關鍵工況下的懸置靜剛度和高頻動靜比（須同時考慮懸置預載為懸置承受的動力總成的重力、強能量回收時懸置承受的載荷以及半油門和全油門加速時懸置承受的載荷這4種工況下的靜、動剛度）。

3.4 副車架軟連接對隔振率的影響

懸置支架的模態使懸置隔振率下降，懸置的動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，共振區后傳遞曲線的下降斜率從單層系統的12增加到24 dB／oct，有利于高頻振動的隔離。

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比。由圖可見，由于懸置支架模態的影響，懸置在200-600 Hz以下的隔振率很低；采用軟連接副車架后，正好可彌補懸置隔振率不足的狀況，總體上將懸置主動端至車身的隔振率提高15 dB以上。

圖9 懸置力-位移曲線

4 整車與臺架上減速器噪聲對比

為直接驗證懸置支架對減速器噪聲的影響，在整車測試之后，將動力總成及其懸置系統拆下，安裝在臺架上進行測試，如圖11所示。之后再將減速器拆下，單獨剛性連接到測試臺架上（無懸置支架）進行測試，如圖12所示。

圖10 隔振率對比曲線

圖11 動力總成臺架NVH測試圖

圖12 減速器臺架NVH測試圖

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

圖13 減速器階次噪聲對比

5 電驅動總成懸置一般設計原則

綜合以上分析，可總結出電動汽車電驅動總成懸置的一般設計原則，如表6所示。

6 結論

通過對電動車與燃油車的動力總成特性進行對比，得出電動汽車懸置首先應該滿足整車無抖動的結果。在此基礎上，應盡可能減小懸置剛度以提高懸置的隔振率；通過對電驅動總成不同懸置布置方案的對比，得出電動車懸置布置不能沿用傳統燃油車的TRA軸布置方案，而應使各懸置彈性中心點盡可能遠離TRA軸，從而使懸置受力最小和動力總成姿態變化最小。

通過對懸置隔振率的分析發現，影響低速行駛（約40 km／h以下）時車內電驅動動力總成噪聲的重要因素是懸置支架的共振特性。懸置支架應設計緊湊，模態越高越好，建議高于1 000 Hz，同時避免懸置支架模態與懸置橡膠內部共振頻率耦合。

表6 電驅動總成懸置設計原則

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