纯电动客车振动试验分析及动力总成隔振优化

王少华， 谭博欢， 张邦基， 黎志鹏， 曾梦媛

(湖南大学 汽车车身先进设计制造国家重点实验室，长沙 410006)

传统内燃机汽车向新能源汽车转型势在必行，客车作为客运的重要交通工具，最先加入到电动化的大军之中。然而大部分企业的纯电动客车是通过传统客车改装而成，直接将动力源由内燃机替换为电动机。由于电动机与内燃机的工作特性、结构存在较大差异，对动力源的简单替换带来一些新的NVH(Noise，Vibration and Harshness)问题[1]：①没有了内燃机声音的掩盖，路噪、风噪和电动机的电磁噪声显得更加突出；②电机不同于内燃机的动力特性导致的传动系统扭振问题加剧，子系统、整车系统的共振问题明显；③内燃机的悬置系统不再适用于电动机，电动机的悬置隔振系统需要正向设计开发。使用传统客车的NVH控制技术已无法很好的解决纯电动客车存在的振动噪声问题[2]。因此，解决纯电动客车的NVH问题刻不容缓。

目前，已有学者及工程师针对纯电动汽车的振动问题开展了相关研究。Chen[3]对电动客车加速和换挡过程中的振动进行了研究，提出一种新的控制策略来减小电动客车传动系统的振动；Tang等[4]对某混合动力轿车传动系统进行了扭振分析和噪声测试，表明扭转振动是引起传动系噪声的重要原因；Guo等[5]对混合动力汽车纯电动模式下的振动进行了研究，提出一种新的控制策略，减小了传动系统的扭转振动。

整车系统振动由振源产生，经传递结构传递到目标位置，要分析振动产生的原因就要定位是振源的问题还是传递结构的问题，传递路径分析(TPA)就是解决这一问题的重要方法[6-7]。Kanda等[8]应用传递路径分析改进了某型乘用车变速箱齿轮的高频噪声问题；方德广等[9]通过传递路径方法找出了方向盘抖动的贡献量的主要路径，并通过发动机悬置的刚度优化，解决了转向盘抖动的问题；何智成等[10]使用传递路径分析对动力传动系统NVH性能进行了匹配研究。

由于电动机与内燃机振动特性存在较大的差异，针对纯电动客车动力总成悬置系统进行正向开发与优化设计，提升悬置系统的隔振性能也十分必要，许多研究人员对此作了很多深入的研究。Hu等[11]建立了具有柔性特征的整车模型，基于扭矩轴解耦理论对悬置系统进行了优化；Courteille等[12]提出耦合矩阵的系统等效运动学方程，研究了动力总成与车辆底盘、各子系统的耦合机制；Shangguan等[13]提出一种基于减少车辆振动和底盘噪声的动力总成悬置系统刚度和阻尼的优化设计方法，并使用不同的模型进行对比验证分析。这些研究大部分都是基于理论分析，对某个部件系统的振动进行研究，少有对整车系统振动展开分析与评价，且缺乏对整车振动的试验分析研究。

本文从整车试验的角度出发，针对某纯电动客车在行驶过程中整车系统振动过大的问题进行试验与理论分析。根据该款装有4挡变速器的纯电动客车结构特点，设计相应的振动测试方案对其特定工况下的振动进行了测试；通过TPA方法对该纯电动客车的振动传递路径进行分析，定位振动的主要传递路径，并对动力总成悬置系统的隔振率进行了分析，判断悬置系统的设计合理性；同时对动力总成悬置系统进行了优化设计，提升其隔振性能，减少动力总成传递至车身的振动。

1 纯电动客车振动测试

测试对象为配有4档自动变速箱的纯电动客车。根据对振动的主观感受与评价，车内地板在一定车速下的振感明显，因此振动测试的目标点设定在车辆地板，同时在动力总成、车辆悬架等振动传递主要路径布置振动测点，整车构型及相关测点布置如图1所示。

(a) 车内测点

(b) 底盘测点

由图1可以看出，动力总成悬置系统4个橡胶悬置的主动端和被动端共布置了8个加速度传感器；悬架系统在簧上位置共布置6个加速度传感器；车内分别在驾驶位座椅导轨、后排座椅导轨布置了1个加速度传感器，各传感器的测试方向信息如表1所示。

表1 振动测点信息

由于悬架传递振动主要为垂向，故只测试Z方向振动；其他测点均考虑X,Y,Z三个方向的振动，现场测试情况如图2所示。

图2 振动测点现场布置

图3为5～80 km/h加速工况下车内后排座椅Z向振动的时间历程，从图中可以明显的看出，在车速为54～70 km/h时振动幅值明显较大，其中60 km/h车速最为严重。测试结果与主观感受一致。为了确定振动较大的主要原因，需要进一步的测试分析，传递路径分析是解决这类问题的重要手段。

图3 加速工况车内后排座椅导轨Z向振动

2 振动传递路径分析

2.1 传递路径分析(TPA)基本原理

车辆在行驶过程中，振动激励源往往存在多个，振动通过不同的传递路径传至车内目标点。传递路径分析用于分析不同传递路径对目标点振动的贡献量，确定最主要的振动传递路径。假设研究对象为线性时不变系统，则目标点振动能量具有可叠加性，车内目标点的所有路径产生的贡献量线性叠加为

(1)

式中:Hi(ω)表示第i条路径的传递函数;Fi(ω)表示第i条路径的激励力;PSUM表示所有路径贡献总和。

锤击法是获取结构传递函数的重要方法。采集各条传递路径上输入端的力与参考点、目标点的加速度信号，进行传递函数估计，将各条传递路径的传递函数组合在一起成为整车系统的传递函数矩阵[H]。

运用逆矩阵法识别工作载荷。工作载荷作用下，得到参考点与响应点的振动响应信号，建立振动响应与激励力之间的耦合关系，采用逆矩阵法求激励力，如式(2)所示

(2)

式中:fi表示第i条路径的激励力;ai表示响应点i的加速度;若m=n时，方程有且仅有唯一解。为了提高载荷识别精度，防止广义逆矩阵出现病态矩阵，工程上通常取参考点的数目为激励点数目的两倍，即m=2n。

2.2 TPA模型的建立与试验

车辆在行驶过程中，振动主要由动力总成和路面激励两部分组成。电机动力总成产生的振动通过四个悬置传递给目标点，每一个悬置在空间正交坐标上有三个振动传递方向X,Y,Z，忽略各悬置的旋转自由度，因此动力总成共有3×4=12条传递路径。路面产生的激励通过悬架系统传递给车身，这里只考虑悬架的Z方向的传递路径，前悬架和后悬架共有6条传递路径。动力总成悬置系统和悬架系统的振动传递路径共有18条。为了便于表达，各路径用字母区分，如图4所示。

图4 传递路径分析模型示意图

为了避免传递函数测量时，动力总成的振动耦合影响各激励点到参考点和目标点的传递函数的准确性，需要将动力总成和车身系统的连接关系断开。使用力锤依次对各传递路径的激励点进行锤击，测量并分析力锤与各加速度传感器数据，基于多次试验平均，得到结构的传递函数。本文以后排座椅Z方向作为目标点，以60 km/h为测试工况进行数据采集和传递路径分析。

2.3 车内振动传递路径识别与分析

在LMS/TPA模块中，对各条路径到车内目标点的贡献量进行合成，并与实测目标点振动响应进行比较，结果如图5所示。

图5 目标点振动自功率谱对比图

由于纯电动客车系统过于复杂，且仍有部分振动传递路径没有考虑进来，导致合成振动频谱与实测振动频谱的幅值有一定差异，但是峰值对应频率基本吻合，因此可得所建TPA模型基本可反映实际振动响应。绘制目标点振动响应的各路径贡献云图，如图6所示。可以看出，前左悬置Z向、后左悬置Z向和前左悬置X方向在各频率的贡献占主要部分，同时可以看出，30.02 Hz处的振动响应最大。将30.02 Hz各路径振动贡献信息提取出来绘制图谱如图7所示。

图6 各传递路径对目标点的振动贡献谱图

图7 各传递路径对目标点30.02 Hz振动贡献

由图7分析可知，30.02 Hz的车内振动的主要传递路径为FLMX、FLMZ、RLMZ，即前左悬置X向、前左悬置Z向、后左悬置Z向为主要贡献路径。振动在传递的过程中，某一频率的激励力过大或该传递路径的传递函数在该频率存在较大峰值，均有可能导致该条传递路径对目标点振动有着较大的贡献。为进一步分析振动是由激励力引起的还是传递结构引起，绘制主要路径激励力的功率谱图如图8所示，主要路径的传递函数如图9所示。

图8 主要路径激励力功率谱图

图9 主要路径传递函数图

从图8和图9可看出在30.02 Hz时，贡献量最大的几条路径激励力均处于峰值，但其传递函数幅值却比较小。因此，可判定频率为30.02 Hz的激励力较大是这些路径对目标点振动贡献较大的主要原因。

3 动力总成悬置隔振率分析

通过传递路径分析，目标点振动较大的原因是动力总成激励力过大导致，在动力总成与车身之间采用有效的隔振手段是解决这一问题的重要方法。对悬置系统的隔振性能进行分析可确定其设计是否合格。通过采集悬置元件主动端与被动的振动信号，进行计算可以分析悬置系统的隔振特性。隔振装置的隔振效果通常采用传递率来评价[14]，如式(3)所示

(3)

当传递率大于20 dB时，主动侧振动加速度传至被动侧衰减达到90%，表明悬置的隔振性能优良，一般传递率难以均满足大于20 dB的要求，隔振效果在15～20 dB即可。通过实验数据计算得到各悬置振动传递率如图10所示。

由图10可知，前右悬置Y,Z方向与前左悬置Z向的传递率低于15 dB，悬置的隔振效果较差，有待进一步优化改进。该分析进一步得出了动力总成悬置系统设计不合理的结论。

4 电机动力总成悬置系统优化设计

由传递路径分析与隔振性能分析结果可知，动力总成悬置系统的隔振效果欠佳，需要对动力总成悬置系统参数进行优化设计，获得更优的隔振性能[15]。

图10 动力总成悬置隔振率

4.1 悬置系统动力学模型

将动力总成视为六自由度刚体模型，橡胶悬置简化为三向正交的线性弹簧模型。动力总成悬置系统的简化模型如图11所示。

不计悬置阻尼对系统的影响，系统动力学方程为

(4)

式中:[M]为动力总成质量惯性矩阵；[K]为悬置系统刚度矩阵；{F}为动力总成质心处受到的外力。

(5)

式中:m为动力总成总质量；Jxx、Jyy、Jzz为动力总成转动惯量；Jxy、Jxz、Jyz为动力总成转动惯性积。

(6)

式中:kui、kvi、kwi为主轴u、v、w的刚度值；xi、yi、zi为质心坐标；α、β、γ为弹性刚度与X,Y,Z轴的夹角。动力总成惯性参数如表2所示，优化前悬置元件的安装位置和安装角度如表3所示。四个悬置的U,V,W向刚度值分别为237、223、1 300 N/mm。

表2 动力总成惯性参数

表3 悬置元件安装位置与安装角度

根据电机外特性曲线，从零到额定转速的工作范围内，电机输出转矩基本保持不变，计算得到电机最大输出转矩为512 N·m。因此，后续仿真分析均采用512 N·m的正弦激励作为扭矩输入，对悬置系统进行受迫振动仿真分析。

4.2 优化分析与结果

将各悬置的刚度与安装角度定为设计变量，系统固有频率的取值范围、振动能量解耦率80%以上定为约束条件，以电机旋转方向产生的反扭矩值最小化为优化目标，采用多岛遗传优化算法进行优化计算，优化结果如表4所示。表5和表6为优化前后系统固有频率和模态能量分布表。

表4 悬置元件优化后刚度与安装角度

表5 优化前系统固有频率、模态能量分布

表6 优化后系统固有频率、模态能量分布

由表6与表7的对比分析可得，优化后系统固有频率分布比初始结果更为合理，最高固有频率由23.86 Hz降至19.51 Hz。能量解耦率是描述系统振动耦合程度的重要指标[16]，表示某广义坐标上能量占系统的比重，其大小越接近100%，意味着该广义坐标方向的解耦程度越高。从表5和表6对比可以看出，优化后各主要振动方向的能量解耦率均在85%以上，比优化前各振动方向的能量解耦率有显著提升。

图12表示优化前后动力总成受力结果对比，选取电机Y,Z方向的受力以及绕电机旋转方向Rx的受力情况进行分析。可以看出，相较于原系统，优化后Y向响应力峰值受力降低了36.2%，Z向响应力峰值受力降低了65.5%，绕电机旋转方向的扭矩峰值也降低了54.1%。由传递路径分析结果可知，各悬置30.02 Hz处的振动响应最大，从图12中可以看出，30.02 Hz处各方向响应力幅值都获得了明显的降低，尤其是Y向和Rx向降低最为明显。由此可见，优化后动力总成所受的响应力与优化前相比有了很大的改善。

(a) Y向

(b) Z向

(c) Rx向

为进一步对优化结果进行对比分析，以30.02 Hz的绕电机旋转方向的扭转简谐振动为激励，对优化前、后动力总成悬置系统进行时域动态响应分析，结果如图13所示。从图13中可以看出，在动力总成非稳态振动阶段响应幅值比优化前小，且非稳态持续时间与优化前相近；稳态振动时，各方向的位移响应幅值明显低于优化前，尤其是绕电机旋转反向的Rx方向响应幅值降低明显。因此，优化后的动力总成悬置系统与优化前相比，在降低了动力总成响应力的同时，又能提供足够的支撑刚度降低动力总成时域位移响应，动力总成的振动可以得到明显的改善。

(a) Y向

(b) Z向

(c) Rx向

5 结 论

本文针对某纯电动客车车内地板振动过大问题，通过试验研究与理论分析，得出以下主要结论：

(1) 通过传递路径分析，可知由前左悬置传递至车内地板目标点的路径为振动的主要传递路径。

(2) 通过动力总成悬置系统隔振率分析，进一步获知悬置系统的隔振性能未达到设计要求水平，表明动力总成悬置系统设计不合理，隔振性能较差是造成车内振动较大的主要原因。

(3) 基于该分析结果，对电机动力总成悬置系统的参数进行优化设计，优化结果表明：优化后的各主要振动方向的能量解耦率均保持在85%以上；动力总成质心处的受力响应和质心位移响应有了明显减小。因此，通过动力总成悬置系统参数优化设计，可显著降低动力总成振动，提升纯电动客车动力总成悬置系统的隔振效果。