驅(qū)動(dòng)軸三階激勵(lì)下的某純電動(dòng)車低頻抖動(dòng)研究

譚雨點(diǎn)，丁潤(rùn)江，林新峰

（241000 安徽省 蕪湖市 奇瑞新能源汽車股份有限公司）

0 引言

隨著新能源汽車行業(yè)的快速崛起，純電動(dòng)車以節(jié)能環(huán)保為主要特點(diǎn)也備受關(guān)注。純電動(dòng)汽車在提升動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性等性能的同時(shí)，也需要努力改善整車NVH 性能。相對(duì)傳統(tǒng)車而言，純電動(dòng)汽車由于用電機(jī)代替了發(fā)動(dòng)機(jī)，提升整車舒適性，但也使得發(fā)動(dòng)機(jī)的“遮蔽效應(yīng)”消失，使得原來(lái)可以接受的低頻抖動(dòng)特別明顯，甚至在某些工況下使人無(wú)法接受。整車低頻抖動(dòng)不僅容易引起駕駛員的不舒適感，而且會(huì)造成零部件振動(dòng)過(guò)大，壽命降低，因此整車低頻抖動(dòng)問題的研究與優(yōu)化有較大的實(shí)際意義。

前置前驅(qū)純電動(dòng)車驅(qū)動(dòng)軸通過(guò)萬(wàn)向節(jié)將動(dòng)力傳遞到驅(qū)動(dòng)輪，且在全油門加速工況時(shí)，車身被傳動(dòng)軸激勵(lì)，如果萬(wàn)向節(jié)選擇及布置角度不合適，極易導(dǎo)致地板低頻抖動(dòng)。根據(jù)ISO 2631，車身低頻抖動(dòng)常見頻率范圍為8～30 Hz。抖動(dòng)峰值頻率在8～30 Hz 時(shí)乘客對(duì)這種傳動(dòng)軸激勵(lì)的低頻振動(dòng)將異常敏感。Manchi[1]介紹了變速箱輸出軸連接傳動(dòng)軸輸出的激勵(lì)與發(fā)動(dòng)機(jī)剛體模態(tài)耦合時(shí)出現(xiàn)明顯抖動(dòng)，通過(guò)更換潤(rùn)滑脂解決該問題；羅軼超[2]通過(guò)分析低頻抖動(dòng)由于萬(wàn)向節(jié)附加彎矩導(dǎo)致，通過(guò)理論分析和實(shí)車調(diào)教提出有效優(yōu)化措施解決低頻抖動(dòng)問題。Yuanfeng X[3]根據(jù)ODS 和模態(tài)分析，確定低頻抖動(dòng)是由于產(chǎn)生的附加彎矩與后橋剛體模態(tài)耦合導(dǎo)致。目前的研究主要都是針對(duì)傳統(tǒng)汽油車低頻抖動(dòng)問題，而純電動(dòng)汽車低頻抖動(dòng)的研究目前還沒有。本文針對(duì)某自主品牌純電動(dòng)汽車急加速過(guò)程產(chǎn)生的低頻抖動(dòng)問題，通過(guò)主觀評(píng)價(jià)及NVH 測(cè)試方法分析抖動(dòng)階次特征，然后通過(guò)傳遞路徑分析方法和動(dòng)力總成模態(tài)分析，揭示急加速低頻抖動(dòng)產(chǎn)生機(jī)理，確定由萬(wàn)向節(jié)產(chǎn)生的附加彎矩產(chǎn)生的激勵(lì)與動(dòng)力總成固有頻率共振產(chǎn)生低頻抖動(dòng)的激勵(lì)源。通過(guò)對(duì)附加彎矩理論分析，提出優(yōu)化措施并進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。

1 整車急加速低頻抖動(dòng)診斷

1.1 問題描述

某自主品牌純電動(dòng)汽車，在樣車試制階段，主觀評(píng)價(jià)在整車WOT（全油門加速）工況下車速在40～50 km/h 時(shí)地板出現(xiàn)異常抖動(dòng)，主觀評(píng)價(jià)后工程師認(rèn)為無(wú)法接受，必須采取有效措施減小或消除該抖動(dòng)，提高整車NVH 性能水平。

1.2 道路測(cè)試

為了查找問題原因，對(duì)該問題樣車進(jìn)行客觀測(cè)試，在駕駛員地板布置PCB 三軸向振動(dòng)加速度傳感器，運(yùn)用LMS 公司Test.Lab 測(cè)試軟件，采用Signature Testing-Advanced 對(duì)整車進(jìn)行振動(dòng)測(cè)試，采樣頻率帶寬為3 200 Hz,頻率分辨率為1 Hz，在試驗(yàn)要求的平坦道路上進(jìn)行全油門急加速工況路試試驗(yàn)。由地板瀑布圖（圖1）可知，地板出現(xiàn)明顯0.33 階次振動(dòng)，且當(dāng)電機(jī)轉(zhuǎn)速在3 000～4 200 r/min 時(shí)振動(dòng)較明顯，對(duì)應(yīng)振動(dòng)頻率為16.5～23.1 Hz，與主觀評(píng)價(jià)抖動(dòng)車速一致。

圖1 地板Y 向振動(dòng)瀑布圖Fig.1 Y-direction vibration waterfall of floor

由圖2 可知，0.33 階次Y 向振動(dòng)加速度為引起整車低頻抖動(dòng)主要原因，故對(duì)該0.33 階振動(dòng)激勵(lì)源進(jìn)行排查，降低或消除整車急加速低頻抖動(dòng)。

圖2 地板0.33 階振動(dòng)加速度階次切片圖Fig.2 Slice chart of 0.33 order vibration acceleration of floor

2 低頻抖動(dòng)原因分析

2.1 低頻抖動(dòng)傳遞路徑分析

為了排查低頻抖動(dòng)激勵(lì)源，對(duì)整車振動(dòng)傳遞路徑進(jìn)行分析。目前整車振動(dòng)問題主要采用“源-路徑-響應(yīng)”的分析模型，得到如圖3 所示振動(dòng)傳遞路徑。由于勻速與緩加速無(wú)低頻抖動(dòng)現(xiàn)象，故排除地面激勵(lì)，主要排查路徑3、路徑4、路徑5 的傳遞過(guò)程，關(guān)注動(dòng)力總成輸出驅(qū)動(dòng)軸3 階激勵(lì)。可以推測(cè)出是傳動(dòng)軸附加彎矩激勵(lì)，主要原因可能懸置系統(tǒng)參數(shù)匹配出現(xiàn)問題，傳遞過(guò)程衰減效果不足而引起地板振動(dòng)，或者激勵(lì)源經(jīng)傳動(dòng)軸產(chǎn)生附加彎矩過(guò)大，產(chǎn)生異常振動(dòng)傳至車身。

圖3 振動(dòng)傳遞路徑Fig.3 Vibration transmission path

測(cè)試動(dòng)力總成及左、右、后懸置系統(tǒng)主動(dòng)端（ES）加速度、被動(dòng)端（BS）加速度，電機(jī)轉(zhuǎn)速在1 500～5 500 r/min，對(duì)比整車懸置系統(tǒng)主動(dòng)端與被動(dòng)端傳動(dòng)軸三階振動(dòng)加速度，整車懸置系統(tǒng)主動(dòng)端、被動(dòng)端振動(dòng)情況如圖4 所示。由圖4 可知，整車懸置系統(tǒng)主動(dòng)端振動(dòng)加速度在電機(jī)轉(zhuǎn)速3 000～4 200 r/min 有明顯振動(dòng)峰值，對(duì)應(yīng)傳動(dòng)軸三階激勵(lì)振動(dòng)頻率為16.5～23.1 Hz，而懸置被動(dòng)端振動(dòng)加速度有明顯衰減，所以激勵(lì)傳遞到車身原因與懸置系統(tǒng)衰減不足無(wú)關(guān)。因此，可知引起振動(dòng)的原因?yàn)閭鲃?dòng)軸三階激勵(lì)引發(fā)車身低頻抖動(dòng)。

圖4 懸置總成主動(dòng)、被動(dòng)振動(dòng)加速度Fig.4 Active and passive vibration acceleration of suspension assembly

2.2 驅(qū)動(dòng)軸三階激勵(lì)原因分析

通過(guò)傳遞路徑及路試試驗(yàn)分析，得出0.33階激勵(lì)源是驅(qū)動(dòng)軸的三階激勵(lì)的結(jié)論，經(jīng)排查由驅(qū)動(dòng)軸內(nèi)的三軸銷萬(wàn)向節(jié)旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生，因此對(duì)三軸銷萬(wàn)向節(jié)內(nèi)部產(chǎn)生附加彎矩進(jìn)行分析。一般等速萬(wàn)向節(jié)扭矩傳遞過(guò)程產(chǎn)生如圖5 所示。

圖5 萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖Fig.5 Structure diagram of universal joint

根據(jù)等速萬(wàn)向節(jié)傳遞特性[4]：

式中：ω1——輸入轉(zhuǎn)速；ω2——輸出轉(zhuǎn)速；T1——輸入扭矩；T2——輸出扭矩；T1'，T2'——附加彎矩；α——傳動(dòng)軸之間的擺角。

三軸銷萬(wàn)向節(jié)作為等速萬(wàn)向節(jié)符合上述特征，且三軸銷萬(wàn)向節(jié)附加彎矩的產(chǎn)生機(jī)理與電機(jī)輸出扭矩峰值及萬(wàn)向節(jié)角度相關(guān)，因此可知驅(qū)動(dòng)軸3 階激勵(lì)源是由萬(wàn)向節(jié)附加彎矩過(guò)大產(chǎn)生。并且，由上試驗(yàn)得出該驅(qū)動(dòng)軸的3 階激勵(lì)主要貢獻(xiàn)為Y 向振動(dòng)，根據(jù)萬(wàn)向節(jié)角度與軸銷軸向力直接相關(guān)理論分析[5]，因此通過(guò)臺(tái)架試驗(yàn)對(duì)傳動(dòng)軸角度與軸向力關(guān)系進(jìn)行試驗(yàn)，結(jié)果如圖6 所示。軸向派生力隨著節(jié)角增大而增大，且15°后軸向力產(chǎn)生突變，因此可知地板Y 向振動(dòng)由于附加彎矩增大導(dǎo)致萬(wàn)向節(jié)軸向力過(guò)大引起。

圖6 萬(wàn)向節(jié)角度與軸向派生力關(guān)系Fig.6 Relationship between universal joint angle and axial force

2.3 動(dòng)力總成及傳動(dòng)系統(tǒng)固有特性分析

該動(dòng)力總成由三項(xiàng)異步感應(yīng)電機(jī)、減速器和差速器組成，其中差速器和減速器集成在一起，動(dòng)力總成與懸置原件構(gòu)成動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)，其固有頻率通常在50 Hz 以下，相比動(dòng)力總成自身模態(tài)差異較大，因此，分析動(dòng)力總成懸置模態(tài)將動(dòng)力總成簡(jiǎn)化為六自由度剛體模型，將懸置系統(tǒng)簡(jiǎn)化為3 向正交彈簧模型。根據(jù)振動(dòng)理論建立動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的振動(dòng)微分方程為

式中：[M]——質(zhì)量矩陣；[C]——阻尼矩陣；[K]——?jiǎng)偠染仃嚕粄Q（t）}——廣義坐標(biāo)向量；{F（t）}——廣義力向量。

在實(shí)車整車約束狀態(tài)下，通過(guò)試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析方法測(cè)試動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)模態(tài)陣型。圖7 所示是傳動(dòng)軸的模態(tài)試驗(yàn)結(jié)果。

圖7 驅(qū)動(dòng)軸模態(tài)Fig.7 Drive shaft mode

頻率響應(yīng)函數(shù)在2～1 024 Hz 頻率范圍內(nèi)，左側(cè)傳動(dòng)軸在200 Hz 出現(xiàn)峰值，右側(cè)傳動(dòng)軸（加動(dòng)力吸振器）分別在94，195，635 Hz 出現(xiàn)峰值。動(dòng)力總成剛體模態(tài)及陣型如表1 所示。

表1 動(dòng)力總成剛體模態(tài)Tab.1 Rigid body mode of power assembly

在急加速產(chǎn)生抖動(dòng)的過(guò)程中，驅(qū)動(dòng)軸轉(zhuǎn)速范圍是990～1 386 r/min，附加彎曲波動(dòng)頻率為16.5～23.1 Hz，又因?yàn)橹饕荵 向振動(dòng)，與動(dòng)力總成2階模態(tài)陣型耦合。2階模態(tài)陣型如圖8所示。

圖8 動(dòng)力總成2 階模態(tài)陣型Fig.8 Second-order mode array of power assembly

綜上可知，整車低頻抖動(dòng)原因?yàn)楦郊訌澗剡^(guò)大導(dǎo)致Y 向軸向力激勵(lì)頻率與動(dòng)力總成剛體2 階模態(tài)耦合，導(dǎo)致萬(wàn)向節(jié)角增大，軸向力增大，引起車身地板抖動(dòng)。

3 整車低頻抖動(dòng)優(yōu)化措施驗(yàn)證

由前文分析可知，驅(qū)動(dòng)軸三階激勵(lì)頻率是通過(guò)三軸銷萬(wàn)向節(jié)附加彎矩過(guò)大產(chǎn)生，因此要降低或消除低頻抖動(dòng)，需采用萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)角度及電機(jī)輸出扭矩等優(yōu)化措施，并通過(guò)采取合理的措施進(jìn)行整車試驗(yàn)驗(yàn)證。

3.1 抑制低頻抖動(dòng)優(yōu)化措施

理論分析可知，應(yīng)降低附加彎矩產(chǎn)生的激勵(lì)或降低萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)角度及電機(jī)的輸出扭矩峰值，由于電機(jī)的輸出扭矩峰值直接影響整車動(dòng)力性，不能進(jìn)行改變，而減小傳動(dòng)軸角度需要調(diào)整動(dòng)力總成或懸架高度，但動(dòng)力總成連接在框梁及車身上高度無(wú)法進(jìn)行調(diào)整，因此僅能調(diào)整懸架高度。

3.2 優(yōu)化措施實(shí)車驗(yàn)證

根據(jù)上述分析，萬(wàn)向節(jié)初始角越小，附加彎矩也越小，但要優(yōu)化整車NVH 性能且不影響整車通過(guò)性及其它性能，根據(jù)分析，懸架高度極限僅能降20 mm，因此分別根據(jù)下降不同懸架高度進(jìn)行裝車試驗(yàn)驗(yàn)證，并進(jìn)行主觀評(píng)價(jià)及客觀測(cè)試，測(cè)試結(jié)果如圖9 所示。評(píng)價(jià)結(jié)果如表2 所示。圖10 為懸架高度下調(diào)20 mm 后的0.33 階Y 向振動(dòng)瀑布圖。

圖9 0.33 階地板階次振動(dòng)加速度Fig.9 0.33-order vibration acceleration of floor

表2 懸架高度調(diào)整方案Tab.2 Suspension height adjustment scheme

圖10 地板Y 向振動(dòng)瀑布圖Fig.10 Y-direction vibration waterfall of floor

可以看出，相對(duì)初始狀態(tài)出現(xiàn)明顯下降。隨著懸架高度減小，地板0.33 階次振動(dòng)加速度由初始0.065 g 降為0.025 g，振動(dòng)量下降160%，主觀評(píng)價(jià)急加速過(guò)程中地板無(wú)明顯抖動(dòng)，舒適性良好。

4 結(jié)論

針對(duì)某純電動(dòng)汽車開發(fā)過(guò)程中出現(xiàn)的加速度地板低頻抖動(dòng)問題，本文首先進(jìn)行主觀評(píng)價(jià)與客觀測(cè)試，發(fā)現(xiàn)地板低頻抖動(dòng)問題，然后對(duì)低頻抖動(dòng)傳遞路徑進(jìn)行排查，結(jié)合模態(tài)試驗(yàn)及理論分析，得出地板抖動(dòng)是三軸銷萬(wàn)向節(jié)附加彎矩產(chǎn)生的激勵(lì)頻率與動(dòng)力總成Y 向平動(dòng)模態(tài)共振引起。通過(guò)減小萬(wàn)向節(jié)初始角度解決該車身低頻抖動(dòng)，極大地提高了乘坐舒適性，研究結(jié)果可以對(duì)新能源車型開發(fā)過(guò)程中產(chǎn)生低頻抖動(dòng)問題提供重要參考價(jià)值。