某電驅橋車型Moan噪聲分析與優化控制

金文輝，鄧 欣，段龍楊，鐘秤平

(1.江鈴汽車股份有限公司，南昌330001； 2.江西省汽車噪聲與振動重點實驗室，南昌330001）

近年來，受我國政府對新能源車型的政策導向、日益嚴格的環境排放標準和油耗負積分等因素驅動，主機廠大力發展三電系統，汽車純電化已經成為未來汽車的主要發展趨勢。電驅、電池和電控等技術飛速發展，很多商用車型也在走純電發展道路。電驅橋作為電機、減速器及驅動橋高度集成的產品，在純電動商用車型中得到廣泛應用。

電驅橋按結構分類可分為后置后驅半軸輸出電驅橋、中央驅動系統電驅橋、同軸/平行軸電驅橋[1]、輪邊電驅橋和輪轂電驅橋5種。其中中央驅動系統電驅橋替代原車發動機和變速器，它的開發難度較小且制造成本也低，但系統效率偏低，動力電池布置難度大，整車噪聲、振動與聲振粗糙度(Noise，Vibration和Harshness，NVH)效果一般。同軸電驅橋與平行軸電驅橋兩種結構類似，都是由電機與傳統驅動橋集成，電機經減速器增扭后直接驅動車輪，主要差異在于同軸橋的電機軸與減速器輸出軸同軸，而平行軸電驅橋的電機軸與減速器輸出軸平行。同軸/平行軸電驅橋沒有傳動軸、懸置等零部件，重量小，裝車成本低，傳動效率高，占用空間小，便于電池包布置。由于沒有懸置，驅動電機及減速器直接裝配在驅動橋上，通過板簧和減震器與車身或車架連接，且沒有傳統發動機噪聲的掩蔽，同軸/平行軸電驅橋的NVH性能比較差。

Moan噪聲也是轟鳴的一種描述方式，出現的工況以中高車速為主，傳統車型和新能源車型都可能存在。傳統車上的Moan問題主要出現在傳動系統、進排氣系統和制動系統上，張強等[2]針對某前置后驅轎車在高速工況下車內轟鳴問題，從激勵源、傳播途徑和響應進行系統影響因子分析，研究了變速箱標定、排氣系統、傳動系統動不平衡和車身系統對Moan 的影響，制定了有效可行的優化方案，使得Moan降低了8 dB(A)；孫佳等[3]對進氣系統引起的轟鳴進行研究，通過優化系統壓力波動和增加赫姆霍茲諧振腔降低激勵源，有效降低車內轟鳴；常慶斌等[4]發現制動引起的Moan 的重要影響因子是制動卡鉗，并在設計過程中考慮改善摩擦片偏磨這個主要原因，重新設計制動卡鉗，消除制動引起的Moan噪聲。

本文針對某平行軸電驅橋輕客車型在加速到60 km/h至100 km/h工況時車內存在低頻的Moan問題，運用“源頭-傳遞路徑-響應”[5]分析理論進行實驗排查分析，并結合CAE(Computer Aided Engineering)仿真分析方法，針對引起Moan的主因提出合理的解決方案，為解決平行軸電驅橋這類結構低頻的NVH問題提供有力的技術支持。

1 電驅橋Moan概述

1.1 電驅橋相關參數介紹

平行軸電驅橋也稱偏置式電驅橋，結構如圖1所示。電機通過花鍵配合與減速器連接，減速器通過齒輪傳動將動力傳遞橋殼差速器，進而驅動車輪，電驅橋通過板簧和減振器連接在車身上。

圖1 電驅橋結構布置示意圖

1.2 問題描述

本文中電驅橋車型加速到60 km/h 至100 km/h車速范圍內時，車內后排乘客座椅位置處存在明顯的低頻Moan 噪聲。主觀駕評為該工況出現時后排地板存在明顯異常振動。通過電機轉速階次分析和噪聲濾波分析，鎖定Moan 噪聲主要以1 階為主階次，且存在2、3階諧頻，如圖2所示。

表1 電驅橋相關參數

圖2 車內噪聲Color map頻譜圖

如圖3 所示，對電驅橋殼體上振動測點進行階次譜分析，可以鎖定車內Moan噪聲階次與電驅橋殼體的振動對應，位置在減速器端蓋一軸中心面。

圖3 電驅橋Z向振動Color map頻譜圖

電機軸激勵頻率計算公式如下：

式中：fm代表電機軸激勵頻率，nm代表電機轉速，order為1階、2階、3階等等。

結合圖1、圖2和頻率計算式（1）進行分析，可知Moan 的主階次頻率為100 Hz～165 Hz，2 階諧頻頻率為200 Hz～330 Hz，3 階諧頻頻率為300 Hz～495 Hz。

2 實驗分析診斷

2.1 Moan魚骨圖分析

根據NVH 問題分析中常用的“源頭-傳遞路徑-響應”經典分析理論，本文對產生Moan 的可能原因制定分析魚骨圖，如圖4 所示。運用西門子LMS Test.Lab測試分析系統對其進行分析。

圖4 Moan的影響因子分析魚骨圖

在Moan的影響因子分析魚骨圖中，激勵源分析主要包含電機與減速器花鍵配合相位、尺寸鏈裝配公差[6]、電機軸動不平衡、減速器一軸動不平衡和電驅總成模態分析；傳遞路徑分析主要包括減振器和后板簧兩條路徑；響應分析主要包括后地板模態分析。下文根據以上思路進行逐一分析和排查，本文受篇幅限制，僅對關鍵影響因子進行詳細分析。

2.2 源頭分析

2.2.1 電驅橋尺寸鏈裝配公差及電機軸、減速器一軸動不平衡診斷分析

1 階激勵主要與電驅橋裝配狀態下電機軸通過花鍵與減速器一軸匹配后的動不平衡量相關[7]。該優化分析作了一個假設：電機軸與減速器一軸動不平衡量可等效為電驅橋總成動不平衡量。

圖5所示為電機與減速器尺寸鏈及軸系動平衡原始要求，通過手工方法將該電驅橋系統尺寸鏈公差和軸系動不平衡量縮小50 %，實車試驗證明Moan沒有受到明顯抑制，如圖6所示。

圖5 電驅橋尺寸鏈及軸系動不平衡初始要求

圖6 尺寸鏈公差及動平衡縮小50%后1階噪聲對比

2.2.2 電機與減速器花鍵配合相位影響分析

基于2.2.1 分析結果并圍繞降低電驅橋動不平衡量這一目標，多次調整電機軸與減速器一軸花鍵配合相位，如圖7 所示。圖中標紅點重合狀態標記為0 相位（主觀駕評為可接受狀態），互成180°標記為反相位。

圖7 電機與減速器花鍵配合相位

由圖8、圖9 分析可得，通過調整電機與減速器花鍵配合相位，可將Moan 噪聲抑制到可接受狀態。對比反相位狀態，調整花鍵配合相位后高轉速工況下1階噪聲降低5 dB(A)左右，該測試分析結果再一次驗證“1階激勵主要與電驅橋裝配狀態下電機軸通過花鍵與減速器一軸匹配后的殘余動不平衡量相關”這一結論。

圖8 不同花鍵配合相位對應的車內噪聲對比

圖9 不同花鍵配合相位對應的電驅橋Z向振動對比

2.2.3 電驅橋模態分析

運用西門子LMS Test. Lab 測試分析系統中模態測試模塊建立電驅橋實驗模型。為確保模態振型的可讀性，實驗模型上共有60 個測點，采用激振器基于多輸入多輸出法對其進行模態測試，并運用PolyMax Modal Analysis 分析模塊計算整個系統在50 Hz～200 Hz 范圍內的模態振型，如表2 和圖10、圖11所示。

圖10 電驅橋模態綜合頻響函數SUM

表2 電驅橋模態頻率/Hz

圖11 電驅橋模態振型圖

從電驅橋模態[8]測試分析結果可得，在100 Hz～200 Hz范圍內電驅橋存在3個模態，且與Moan的1階激勵頻率相近，使得電驅橋在結構上比較靈敏。

2.3 傳遞路徑分析

電驅橋主要通過左、右兩側板簧安裝在車身上，同時通過減震器與車身縱梁連接。傳遞路徑主要為減震器和板簧。

2.3.1 路徑1分析：斷開減震器連接

斷開減震器與電驅橋及車身的連接，通過客觀測試發現在65 km/h～70 km/h 范圍車內噪聲降低2 dB(A)左右，主觀上無明顯優化，如圖12所示。由此可斷定減震器非主要傳遞路徑。

圖12 斷開減震器連接前后車內1階噪聲對比

2.3.2 路徑2分析：板簧加質量

板簧是上車體主要承載結構，采用板簧配重的方法，在左右板簧均勻配重15 kg 質量，測試結果如圖13所示。1階噪聲在65 km/h～70 km/h左右降低4 dB(A)，80 Km/h以上聲壓級發生偏移，可斷定板簧是該問題主要的傳遞路徑。

圖13 板簧加質量前后車內1階噪聲對比

2.4 后地板響應分析

運用CAE仿真分析方法，根據內飾車身Catia模型，在Hypermesh 中建立車身仿真模型[9]，并利用MSC Nastran 后處理模塊分析車身鈑金模態在100 Hz～180 Hz 之間的主要貢獻量。CAE 分析結果顯示100 Hz～180 Hz 主要模態貢獻量為后地板鈑金，均為高階局部模態，受篇幅限制僅給出后地板145 Hz對應的模態，見圖14。

圖14 車身后地板145 Hz模態振型

阻尼片有降低鈑金振動靈敏度和改變鈑金局部模態的優點，且受空間影響較小，本文采用在后地板鈑金上貼阻尼的方法來分析后地板對Moan的影響，阻尼面積大約1.5 m2，通過實車測試發現車身阻尼僅能降低75 km/h～90 km/h范圍內噪聲聲壓級2 dB(A)～3 dB(A)左右，如圖15所示。

圖15 后地板貼阻尼前后車內1階噪聲對比

本章通過“源頭-傳遞路徑-響應”分析，發現該電驅橋商用車型高速Moan 主要原因是電機軸通過花鍵與減速器一軸匹配后系統動不平衡量偏大，使得電驅橋1 階激勵振動大，并通過板簧路徑傳遞到車身，產生低頻的轟鳴和低頻的地板振動。

3 優化方案研究

對于上述分析結果，常見的優化方案有3種：降低激勵源振動、減小路徑傳遞和降低車身響應[10]。文中主要傳遞路徑為板簧，通過降低板簧襯套剛度或提升板簧固有頻率可減少板簧路徑傳遞，但這會延長板簧開發周期，增加開發費用，加大可靠性風險，本文不考慮板簧相關優化。降低車身響應的常用方法是在車身地板上貼阻尼片，前文已驗證該方案優化空間有限，性價比太低，因此只能通過降低電驅橋激勵源振動來抑制高速Moan噪聲。

降低電驅橋激勵源振動方法有兩種：(1)降低電機軸通過花鍵與減速器一軸匹配后系統動不平衡指標；(2)減小減速器速比。由于電機軸和減速器一軸均在電驅橋內部，無法采用常規的三點法[11]進行動不平衡相位測量，該方法技術可行性較低；由于動不平衡激勵具有隨轉速上升而增大的特性，因此降低減速器速比可以降低相同速度下電機的轉速，達到降低電驅橋激勵的目的，如圖16和圖17所示。

圖16 初始速比工況下電機轉速與車速曲線

從供應商現有齒輪系產品中找到一個齒速比最接近14.1 的減速器齒輪，速比為11.6。對比圖16 和圖17，將減速器速比由初始14.1減小到11.6后，車速為60 km/h 時對應電機轉速由6 400 r/min 左右降低到5 400 r/min 左右，車速為100 km/h 時對應電機轉速由10 600 r/min 降低到9 100 r/min 左右，車速為60 km/h～100 km/h 時轉速降低了1 000 r/min～1 500 r/min。

圖17 小速比工況下電機轉速與車速曲線

切換至小速比后，車內1階Moan噪聲聲壓級降低5 dB(A)～6 dB(A)，主觀駕評為Moan 可接受，電驅本體對應振動降低30%～50%左右，如圖18、圖19所示。

圖18 速比切換前后車內1階噪聲對比

圖19 速比切換前后電驅本體1階振動對比

減速器速比變化會帶來動力經濟性能的變化。如表3所示，減小減速器速比后，滿載狀態下整車在車速為0～100 km/h時的加速性能基本沒有影響，但在車速為0～50 km/h 時低速加速性能惡化了0.5 s，最高車速由109 km/h 提升到111 km/h 后，加速性能整體上沒有明顯變化；但滿載狀態下的最大爬坡度由30%降低到25%，考慮到常見的標準坡有10%、16.6%和20%，因此25%的爬坡性能也可滿足實際使用工況。

表3 減速器為不同速比時的動力經濟性對比

4 結語

平行軸電驅橋本身的設計及布置方式導致該系統NVH性能較差，因此電驅橋振動控制要求也比一般新能源電驅橋要高。本文針對某平行軸電驅橋輕客車型在加速60 km/h～100 km/h 工況下車內存在低頻Moan問題,運用“源-路徑-響應”分析理論進行實驗排查分析，結合CAE 仿真分析方法，鎖定了引起Moan 的主要原因。并結合工程實際提出了成本低、周期短、可行性強的優化方案，成功解決由電驅橋動不平衡引起的車內NVH問題，對后續提前識別電驅橋車型NVH風險、提出優化方案和積累工程經驗具有重要意義。