純電動(dòng)客車振動(dòng)試驗(yàn)分析及動(dòng)力總成隔振優(yōu)化

王少華， 譚博歡， 張邦基， 黎志鵬， 曾夢(mèng)媛

(湖南大學(xué) 汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長(zhǎng)沙 410006)

傳統(tǒng)內(nèi)燃機(jī)汽車向新能源汽車轉(zhuǎn)型勢(shì)在必行，客車作為客運(yùn)的重要交通工具，最先加入到電動(dòng)化的大軍之中。然而大部分企業(yè)的純電動(dòng)客車是通過傳統(tǒng)客車改裝而成，直接將動(dòng)力源由內(nèi)燃機(jī)替換為電動(dòng)機(jī)。由于電動(dòng)機(jī)與內(nèi)燃機(jī)的工作特性、結(jié)構(gòu)存在較大差異，對(duì)動(dòng)力源的簡(jiǎn)單替換帶來一些新的NVH(Noise，Vibration and Harshness)問題[1]：①?zèng)]有了內(nèi)燃機(jī)聲音的掩蓋，路噪、風(fēng)噪和電動(dòng)機(jī)的電磁噪聲顯得更加突出；②電機(jī)不同于內(nèi)燃機(jī)的動(dòng)力特性導(dǎo)致的傳動(dòng)系統(tǒng)扭振問題加劇，子系統(tǒng)、整車系統(tǒng)的共振問題明顯；③內(nèi)燃機(jī)的懸置系統(tǒng)不再適用于電動(dòng)機(jī)，電動(dòng)機(jī)的懸置隔振系統(tǒng)需要正向設(shè)計(jì)開發(fā)。使用傳統(tǒng)客車的NVH控制技術(shù)已無法很好的解決純電動(dòng)客車存在的振動(dòng)噪聲問題[2]。因此，解決純電動(dòng)客車的NVH問題刻不容緩。

目前，已有學(xué)者及工程師針對(duì)純電動(dòng)汽車的振動(dòng)問題開展了相關(guān)研究。Chen[3]對(duì)電動(dòng)客車加速和換擋過程中的振動(dòng)進(jìn)行了研究，提出一種新的控制策略來減小電動(dòng)客車傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)；Tang等[4]對(duì)某混合動(dòng)力轎車傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行了扭振分析和噪聲測(cè)試，表明扭轉(zhuǎn)振動(dòng)是引起傳動(dòng)系噪聲的重要原因；Guo等[5]對(duì)混合動(dòng)力汽車純電動(dòng)模式下的振動(dòng)進(jìn)行了研究，提出一種新的控制策略，減小了傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)。

整車系統(tǒng)振動(dòng)由振源產(chǎn)生，經(jīng)傳遞結(jié)構(gòu)傳遞到目標(biāo)位置，要分析振動(dòng)產(chǎn)生的原因就要定位是振源的問題還是傳遞結(jié)構(gòu)的問題，傳遞路徑分析(TPA)就是解決這一問題的重要方法[6-7]。Kanda等[8]應(yīng)用傳遞路徑分析改進(jìn)了某型乘用車變速箱齒輪的高頻噪聲問題；方德廣等[9]通過傳遞路徑方法找出了方向盤抖動(dòng)的貢獻(xiàn)量的主要路徑，并通過發(fā)動(dòng)機(jī)懸置的剛度優(yōu)化，解決了轉(zhuǎn)向盤抖動(dòng)的問題；何智成等[10]使用傳遞路徑分析對(duì)動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)NVH性能進(jìn)行了匹配研究。

由于電動(dòng)機(jī)與內(nèi)燃機(jī)振動(dòng)特性存在較大的差異，針對(duì)純電動(dòng)客車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行正向開發(fā)與優(yōu)化設(shè)計(jì)，提升懸置系統(tǒng)的隔振性能也十分必要，許多研究人員對(duì)此作了很多深入的研究。Hu等[11]建立了具有柔性特征的整車模型，基于扭矩軸解耦理論對(duì)懸置系統(tǒng)進(jìn)行了優(yōu)化；Courteille等[12]提出耦合矩陣的系統(tǒng)等效運(yùn)動(dòng)學(xué)方程，研究了動(dòng)力總成與車輛底盤、各子系統(tǒng)的耦合機(jī)制；Shangguan等[13]提出一種基于減少車輛振動(dòng)和底盤噪聲的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)剛度和阻尼的優(yōu)化設(shè)計(jì)方法，并使用不同的模型進(jìn)行對(duì)比驗(yàn)證分析。這些研究大部分都是基于理論分析，對(duì)某個(gè)部件系統(tǒng)的振動(dòng)進(jìn)行研究，少有對(duì)整車系統(tǒng)振動(dòng)展開分析與評(píng)價(jià)，且缺乏對(duì)整車振動(dòng)的試驗(yàn)分析研究。

本文從整車試驗(yàn)的角度出發(fā)，針對(duì)某純電動(dòng)客車在行駛過程中整車系統(tǒng)振動(dòng)過大的問題進(jìn)行試驗(yàn)與理論分析。根據(jù)該款裝有4擋變速器的純電動(dòng)客車結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，設(shè)計(jì)相應(yīng)的振動(dòng)測(cè)試方案對(duì)其特定工況下的振動(dòng)進(jìn)行了測(cè)試；通過TPA方法對(duì)該純電動(dòng)客車的振動(dòng)傳遞路徑進(jìn)行分析，定位振動(dòng)的主要傳遞路徑，并對(duì)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的隔振率進(jìn)行了分析，判斷懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)合理性；同時(shí)對(duì)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)，提升其隔振性能，減少動(dòng)力總成傳遞至車身的振動(dòng)。

1 純電動(dòng)客車振動(dòng)測(cè)試

測(cè)試對(duì)象為配有4檔自動(dòng)變速箱的純電動(dòng)客車。根據(jù)對(duì)振動(dòng)的主觀感受與評(píng)價(jià)，車內(nèi)地板在一定車速下的振感明顯，因此振動(dòng)測(cè)試的目標(biāo)點(diǎn)設(shè)定在車輛地板，同時(shí)在動(dòng)力總成、車輛懸架等振動(dòng)傳遞主要路徑布置振動(dòng)測(cè)點(diǎn)，整車構(gòu)型及相關(guān)測(cè)點(diǎn)布置如圖1所示。

(a) 車內(nèi)測(cè)點(diǎn)

(b) 底盤測(cè)點(diǎn)

由圖1可以看出，動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)4個(gè)橡膠懸置的主動(dòng)端和被動(dòng)端共布置了8個(gè)加速度傳感器；懸架系統(tǒng)在簧上位置共布置6個(gè)加速度傳感器；車內(nèi)分別在駕駛位座椅導(dǎo)軌、后排座椅導(dǎo)軌布置了1個(gè)加速度傳感器，各傳感器的測(cè)試方向信息如表1所示。

表1 振動(dòng)測(cè)點(diǎn)信息

由于懸架傳遞振動(dòng)主要為垂向，故只測(cè)試Z方向振動(dòng)；其他測(cè)點(diǎn)均考慮X,Y,Z三個(gè)方向的振動(dòng)，現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試情況如圖2所示。

圖2 振動(dòng)測(cè)點(diǎn)現(xiàn)場(chǎng)布置

圖3為5～80 km/h加速工況下車內(nèi)后排座椅Z向振動(dòng)的時(shí)間歷程，從圖中可以明顯的看出，在車速為54～70 km/h時(shí)振動(dòng)幅值明顯較大，其中60 km/h車速最為嚴(yán)重。測(cè)試結(jié)果與主觀感受一致。為了確定振動(dòng)較大的主要原因，需要進(jìn)一步的測(cè)試分析，傳遞路徑分析是解決這類問題的重要手段。

圖3 加速工況車內(nèi)后排座椅導(dǎo)軌Z向振動(dòng)

2 振動(dòng)傳遞路徑分析

2.1 傳遞路徑分析(TPA)基本原理

車輛在行駛過程中，振動(dòng)激勵(lì)源往往存在多個(gè)，振動(dòng)通過不同的傳遞路徑傳至車內(nèi)目標(biāo)點(diǎn)。傳遞路徑分析用于分析不同傳遞路徑對(duì)目標(biāo)點(diǎn)振動(dòng)的貢獻(xiàn)量，確定最主要的振動(dòng)傳遞路徑。假設(shè)研究對(duì)象為線性時(shí)不變系統(tǒng)，則目標(biāo)點(diǎn)振動(dòng)能量具有可疊加性，車內(nèi)目標(biāo)點(diǎn)的所有路徑產(chǎn)生的貢獻(xiàn)量線性疊加為

(1)

式中:Hi(ω)表示第i條路徑的傳遞函數(shù);Fi(ω)表示第i條路徑的激勵(lì)力;PSUM表示所有路徑貢獻(xiàn)總和。

錘擊法是獲取結(jié)構(gòu)傳遞函數(shù)的重要方法。采集各條傳遞路徑上輸入端的力與參考點(diǎn)、目標(biāo)點(diǎn)的加速度信號(hào)，進(jìn)行傳遞函數(shù)估計(jì)，將各條傳遞路徑的傳遞函數(shù)組合在一起成為整車系統(tǒng)的傳遞函數(shù)矩陣[H]。

運(yùn)用逆矩陣法識(shí)別工作載荷。工作載荷作用下，得到參考點(diǎn)與響應(yīng)點(diǎn)的振動(dòng)響應(yīng)信號(hào)，建立振動(dòng)響應(yīng)與激勵(lì)力之間的耦合關(guān)系，采用逆矩陣法求激勵(lì)力，如式(2)所示

(2)

式中:fi表示第i條路徑的激勵(lì)力;ai表示響應(yīng)點(diǎn)i的加速度;若m=n時(shí)，方程有且僅有唯一解。為了提高載荷識(shí)別精度，防止廣義逆矩陣出現(xiàn)病態(tài)矩陣，工程上通常取參考點(diǎn)的數(shù)目為激勵(lì)點(diǎn)數(shù)目的兩倍，即m=2n。

2.2 TPA模型的建立與試驗(yàn)

車輛在行駛過程中，振動(dòng)主要由動(dòng)力總成和路面激勵(lì)兩部分組成。電機(jī)動(dòng)力總成產(chǎn)生的振動(dòng)通過四個(gè)懸置傳遞給目標(biāo)點(diǎn)，每一個(gè)懸置在空間正交坐標(biāo)上有三個(gè)振動(dòng)傳遞方向X,Y,Z，忽略各懸置的旋轉(zhuǎn)自由度，因此動(dòng)力總成共有3×4=12條傳遞路徑。路面產(chǎn)生的激勵(lì)通過懸架系統(tǒng)傳遞給車身，這里只考慮懸架的Z方向的傳遞路徑，前懸架和后懸架共有6條傳遞路徑。動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)和懸架系統(tǒng)的振動(dòng)傳遞路徑共有18條。為了便于表達(dá)，各路徑用字母區(qū)分，如圖4所示。

圖4 傳遞路徑分析模型示意圖

為了避免傳遞函數(shù)測(cè)量時(shí)，動(dòng)力總成的振動(dòng)耦合影響各激勵(lì)點(diǎn)到參考點(diǎn)和目標(biāo)點(diǎn)的傳遞函數(shù)的準(zhǔn)確性，需要將動(dòng)力總成和車身系統(tǒng)的連接關(guān)系斷開。使用力錘依次對(duì)各傳遞路徑的激勵(lì)點(diǎn)進(jìn)行錘擊，測(cè)量并分析力錘與各加速度傳感器數(shù)據(jù)，基于多次試驗(yàn)平均，得到結(jié)構(gòu)的傳遞函數(shù)。本文以后排座椅Z方向作為目標(biāo)點(diǎn)，以60 km/h為測(cè)試工況進(jìn)行數(shù)據(jù)采集和傳遞路徑分析。

2.3 車內(nèi)振動(dòng)傳遞路徑識(shí)別與分析

在LMS/TPA模塊中，對(duì)各條路徑到車內(nèi)目標(biāo)點(diǎn)的貢獻(xiàn)量進(jìn)行合成，并與實(shí)測(cè)目標(biāo)點(diǎn)振動(dòng)響應(yīng)進(jìn)行比較，結(jié)果如圖5所示。

圖5 目標(biāo)點(diǎn)振動(dòng)自功率譜對(duì)比圖

由于純電動(dòng)客車系統(tǒng)過于復(fù)雜，且仍有部分振動(dòng)傳遞路徑?jīng)]有考慮進(jìn)來，導(dǎo)致合成振動(dòng)頻譜與實(shí)測(cè)振動(dòng)頻譜的幅值有一定差異，但是峰值對(duì)應(yīng)頻率基本吻合，因此可得所建TPA模型基本可反映實(shí)際振動(dòng)響應(yīng)。繪制目標(biāo)點(diǎn)振動(dòng)響應(yīng)的各路徑貢獻(xiàn)云圖，如圖6所示。可以看出，前左懸置Z向、后左懸置Z向和前左懸置X方向在各頻率的貢獻(xiàn)占主要部分，同時(shí)可以看出，30.02 Hz處的振動(dòng)響應(yīng)最大。將30.02 Hz各路徑振動(dòng)貢獻(xiàn)信息提取出來繪制圖譜如圖7所示。

圖6 各傳遞路徑對(duì)目標(biāo)點(diǎn)的振動(dòng)貢獻(xiàn)譜圖

圖7 各傳遞路徑對(duì)目標(biāo)點(diǎn)30.02 Hz振動(dòng)貢獻(xiàn)

由圖7分析可知，30.02 Hz的車內(nèi)振動(dòng)的主要傳遞路徑為FLMX、FLMZ、RLMZ，即前左懸置X向、前左懸置Z向、后左懸置Z向?yàn)橹饕暙I(xiàn)路徑。振動(dòng)在傳遞的過程中，某一頻率的激勵(lì)力過大或該傳遞路徑的傳遞函數(shù)在該頻率存在較大峰值，均有可能導(dǎo)致該條傳遞路徑對(duì)目標(biāo)點(diǎn)振動(dòng)有著較大的貢獻(xiàn)。為進(jìn)一步分析振動(dòng)是由激勵(lì)力引起的還是傳遞結(jié)構(gòu)引起，繪制主要路徑激勵(lì)力的功率譜圖如圖8所示，主要路徑的傳遞函數(shù)如圖9所示。

圖8 主要路徑激勵(lì)力功率譜圖

圖9 主要路徑傳遞函數(shù)圖

從圖8和圖9可看出在30.02 Hz時(shí)，貢獻(xiàn)量最大的幾條路徑激勵(lì)力均處于峰值，但其傳遞函數(shù)幅值卻比較小。因此，可判定頻率為30.02 Hz的激勵(lì)力較大是這些路徑對(duì)目標(biāo)點(diǎn)振動(dòng)貢獻(xiàn)較大的主要原因。

3 動(dòng)力總成懸置隔振率分析

通過傳遞路徑分析，目標(biāo)點(diǎn)振動(dòng)較大的原因是動(dòng)力總成激勵(lì)力過大導(dǎo)致，在動(dòng)力總成與車身之間采用有效的隔振手段是解決這一問題的重要方法。對(duì)懸置系統(tǒng)的隔振性能進(jìn)行分析可確定其設(shè)計(jì)是否合格。通過采集懸置元件主動(dòng)端與被動(dòng)的振動(dòng)信號(hào)，進(jìn)行計(jì)算可以分析懸置系統(tǒng)的隔振特性。隔振裝置的隔振效果通常采用傳遞率來評(píng)價(jià)[14]，如式(3)所示

(3)

當(dāng)傳遞率大于20 dB時(shí)，主動(dòng)側(cè)振動(dòng)加速度傳至被動(dòng)側(cè)衰減達(dá)到90%，表明懸置的隔振性能優(yōu)良，一般傳遞率難以均滿足大于20 dB的要求，隔振效果在15～20 dB即可。通過實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)計(jì)算得到各懸置振動(dòng)傳遞率如圖10所示。

由圖10可知，前右懸置Y,Z方向與前左懸置Z向的傳遞率低于15 dB，懸置的隔振效果較差，有待進(jìn)一步優(yōu)化改進(jìn)。該分析進(jìn)一步得出了動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)不合理的結(jié)論。

4 電機(jī)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)

由傳遞路徑分析與隔振性能分析結(jié)果可知，動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的隔振效果欠佳，需要對(duì)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，獲得更優(yōu)的隔振性能[15]。

圖10 動(dòng)力總成懸置隔振率

4.1 懸置系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型

將動(dòng)力總成視為六自由度剛體模型，橡膠懸置簡(jiǎn)化為三向正交的線性彈簧模型。動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的簡(jiǎn)化模型如圖11所示。

不計(jì)懸置阻尼對(duì)系統(tǒng)的影響，系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程為

(4)

式中:[M]為動(dòng)力總成質(zhì)量慣性矩陣；[K]為懸置系統(tǒng)剛度矩陣；{F}為動(dòng)力總成質(zhì)心處受到的外力。

(5)

式中:m為動(dòng)力總成總質(zhì)量；Jxx、Jyy、Jzz為動(dòng)力總成轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；Jxy、Jxz、Jyz為動(dòng)力總成轉(zhuǎn)動(dòng)慣性積。

(6)

式中:kui、kvi、kwi為主軸u、v、w的剛度值；xi、yi、zi為質(zhì)心坐標(biāo)；α、β、γ為彈性剛度與X,Y,Z軸的夾角。動(dòng)力總成慣性參數(shù)如表2所示，優(yōu)化前懸置元件的安裝位置和安裝角度如表3所示。四個(gè)懸置的U,V,W向剛度值分別為237、223、1 300 N/mm。

表2 動(dòng)力總成慣性參數(shù)

表3 懸置元件安裝位置與安裝角度

根據(jù)電機(jī)外特性曲線，從零到額定轉(zhuǎn)速的工作范圍內(nèi)，電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩基本保持不變，計(jì)算得到電機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)矩為512 N·m。因此，后續(xù)仿真分析均采用512 N·m的正弦激勵(lì)作為扭矩輸入，對(duì)懸置系統(tǒng)進(jìn)行受迫振動(dòng)仿真分析。

4.2 優(yōu)化分析與結(jié)果

將各懸置的剛度與安裝角度定為設(shè)計(jì)變量，系統(tǒng)固有頻率的取值范圍、振動(dòng)能量解耦率80%以上定為約束條件，以電機(jī)旋轉(zhuǎn)方向產(chǎn)生的反扭矩值最小化為優(yōu)化目標(biāo)，采用多島遺傳優(yōu)化算法進(jìn)行優(yōu)化計(jì)算，優(yōu)化結(jié)果如表4所示。表5和表6為優(yōu)化前后系統(tǒng)固有頻率和模態(tài)能量分布表。

表4 懸置元件優(yōu)化后剛度與安裝角度

表5 優(yōu)化前系統(tǒng)固有頻率、模態(tài)能量分布

表6 優(yōu)化后系統(tǒng)固有頻率、模態(tài)能量分布

由表6與表7的對(duì)比分析可得，優(yōu)化后系統(tǒng)固有頻率分布比初始結(jié)果更為合理，最高固有頻率由23.86 Hz降至19.51 Hz。能量解耦率是描述系統(tǒng)振動(dòng)耦合程度的重要指標(biāo)[16]，表示某廣義坐標(biāo)上能量占系統(tǒng)的比重，其大小越接近100%，意味著該廣義坐標(biāo)方向的解耦程度越高。從表5和表6對(duì)比可以看出，優(yōu)化后各主要振動(dòng)方向的能量解耦率均在85%以上，比優(yōu)化前各振動(dòng)方向的能量解耦率有顯著提升。

圖12表示優(yōu)化前后動(dòng)力總成受力結(jié)果對(duì)比，選取電機(jī)Y,Z方向的受力以及繞電機(jī)旋轉(zhuǎn)方向Rx的受力情況進(jìn)行分析。可以看出，相較于原系統(tǒng)，優(yōu)化后Y向響應(yīng)力峰值受力降低了36.2%，Z向響應(yīng)力峰值受力降低了65.5%，繞電機(jī)旋轉(zhuǎn)方向的扭矩峰值也降低了54.1%。由傳遞路徑分析結(jié)果可知，各懸置30.02 Hz處的振動(dòng)響應(yīng)最大，從圖12中可以看出，30.02 Hz處各方向響應(yīng)力幅值都獲得了明顯的降低，尤其是Y向和Rx向降低最為明顯。由此可見，優(yōu)化后動(dòng)力總成所受的響應(yīng)力與優(yōu)化前相比有了很大的改善。

(a) Y向

(b) Z向

(c) Rx向

為進(jìn)一步對(duì)優(yōu)化結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析，以30.02 Hz的繞電機(jī)旋轉(zhuǎn)方向的扭轉(zhuǎn)簡(jiǎn)諧振動(dòng)為激勵(lì)，對(duì)優(yōu)化前、后動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行時(shí)域動(dòng)態(tài)響應(yīng)分析，結(jié)果如圖13所示。從圖13中可以看出，在動(dòng)力總成非穩(wěn)態(tài)振動(dòng)階段響應(yīng)幅值比優(yōu)化前小，且非穩(wěn)態(tài)持續(xù)時(shí)間與優(yōu)化前相近；穩(wěn)態(tài)振動(dòng)時(shí)，各方向的位移響應(yīng)幅值明顯低于優(yōu)化前，尤其是繞電機(jī)旋轉(zhuǎn)反向的Rx方向響應(yīng)幅值降低明顯。因此，優(yōu)化后的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)與優(yōu)化前相比，在降低了動(dòng)力總成響應(yīng)力的同時(shí)，又能提供足夠的支撐剛度降低動(dòng)力總成時(shí)域位移響應(yīng)，動(dòng)力總成的振動(dòng)可以得到明顯的改善。

(a) Y向

(b) Z向

(c) Rx向

5 結(jié) 論

本文針對(duì)某純電動(dòng)客車車內(nèi)地板振動(dòng)過大問題，通過試驗(yàn)研究與理論分析，得出以下主要結(jié)論：

(1) 通過傳遞路徑分析，可知由前左懸置傳遞至車內(nèi)地板目標(biāo)點(diǎn)的路徑為振動(dòng)的主要傳遞路徑。

(2) 通過動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)隔振率分析，進(jìn)一步獲知懸置系統(tǒng)的隔振性能未達(dá)到設(shè)計(jì)要求水平，表明動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)不合理，隔振性能較差是造成車內(nèi)振動(dòng)較大的主要原因。

(3) 基于該分析結(jié)果，對(duì)電機(jī)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，優(yōu)化結(jié)果表明：優(yōu)化后的各主要振動(dòng)方向的能量解耦率均保持在85%以上；動(dòng)力總成質(zhì)心處的受力響應(yīng)和質(zhì)心位移響應(yīng)有了明顯減小。因此，通過動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)，可顯著降低動(dòng)力總成振動(dòng)，提升純電動(dòng)客車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的隔振效果。