基于偏相干法分析电动汽车动力总成悬置隔振

陈 克，骆嘉晖，岳志强

(1.沈阳理工大学 汽车与交通学院，沈阳 110159； 2.调兵山市检验检测印证服务中心，辽宁 调兵山 112700)

新能源汽车是现今汽车工业的主要发展趋势，作为新能源汽车主要形式的纯电动汽车的NVH(噪声Noise、振动Vibration、声振粗糙度Harshness)性能被人们所关注。动力总成是汽车主要的内部激励源，而纯电动汽车与传统燃油车动力源的运转方式不同，导致产生的激励存在差异，内部激励的变化对悬置元件的隔振性能提出新的要求。因此，研究动力总成悬置系统的隔振性对纯电动汽车整车的NVH性能有重要意义。

传统燃油车动力总成悬置隔振性能的研究主要通过理论和仿真方法对悬置系统进行优化处理[1-2]；还有通过对试验数据进行处理，计算悬置元件隔振率，并通过传递路径方法研究悬置隔振性能对车内振动的影响[3]。目前对电动汽车悬置系统隔振性能的研究方法与燃油车的方法相似，在优化研究方面主要通过研究悬置系统固有特性对悬置隔振的影响，并通过不同的算法对悬置元件的刚度进行优化，达到改善悬置系统隔振性能的目的[4-7]。试验研究方面主要是通过对采集的试验数据进行处理，并应用阶次分析等方法分析悬置的隔振效果[8-9]。也有学者从悬置布置形式、支架模态及悬置与副车架间的连接方式三个方面分析电动汽车悬置系统的隔振性能，并总结电动汽车悬置系统的设计原则[10]。除了对悬置系统进行隔振性能的分析与优化外，还有学者通过理论研究和仿真方法对驱动电机进行优化设计，以提高悬置系统的隔振性能[11]。由此可见，研究人员对电动汽车悬置系统隔振性能的研究已取得了一定的成果，但对电动汽车悬置系统隔振性能的研究而言，由于其与燃油车相比，动力总成激励的频带更宽，对车内的影响也会变大。因此，除对悬置元件本身的隔振性能进行研究以外，还应结合车内的振动响应来分析车内响应点峰值振动与悬置间的关系。

本文对某型纯电动汽车进行试验，通过对所得数据进行处理，计算悬置的隔振率，并应用频谱分析法明确车内的振动响应，再通过偏相干法分析造成车内振动的主要路径，进而达到综合分析悬置系统隔振性能的目的。

1 整车道路试验

试验车辆为国产某型纯电动汽车，动力总成悬置系统采用三点橡胶悬置；试验所用主要设备为LMS SCADAD数据采集仪(西门子公司)及压电式三向加速度传感器(PCB公司)。将座椅滑轨设为车内的振动响应点，分别在三个悬置的主、被动端和车内响应点布置传感器，部分传感器布置图如图1所示。

图1 部分传感器实际布置图

由于纯电动汽车的驱动电机与传统内燃机汽车动力总成工作特性的差异，使得纯电动汽车不需要传统的离合器来切断动力源输出的动力，所以无法进行车辆定置噪声试验；又因为驱动电机需要承受负载才能表现出正常的工作特性，因此，本文选择平直的沥青路面进行整车道路试验。

加速工况能够表现出动力总成悬置系统在驱动电机不同转速下的隔振性能，故本文选择0～80km/h的加速工况进行试验。

2 动力总成隔振分析

2.1 悬置系统隔振率计算

悬置元件的隔振性能通过隔振率来评价，即主、被动端振动加速度的比值，一般采用分贝的形式来表示[12]。

(1)

式中：T为隔振率，dB；a1为主动端振动加速度，g；a2为被动端振动加速度，g。

悬置系统衰减掉主动端90%的振动，即当T≥20dB时，一般认为符合隔振要求。将采集的试验数据进行处理，并应用式(1)求得在加速工况下悬置系统的隔振率曲线，如图2～图4所示。

图2 左悬置隔振率曲线图

图3 右悬置隔振率曲线图

图4 后悬置隔振率曲线图

由图2～图4可知，追踪驱动电机的转速范围为1000～8000r/min，三个悬置的隔振效果基本满足了隔振要求，但左悬置X、Y方向和右悬置的X、Y方向存在部分转速范围内悬置系统的隔振性能不满足要求的现象。其中左悬置X方向在5810～6420r/min、6650～7100r/min，Y方向在5680～5965r/min；右悬置X方向在5215～6310r/min、Y方向在3785～4235r/min、5100～5660r/min、6750～7170r/min范围内的隔振率低于20dB，不满足隔振要求。

2.2 车内响应点频谱分析

频谱分析可以清晰得出振动信号的频率成分，明确振动峰值所对应的频率位置。悬置系统的隔振性能最终体现在对车内振动的影响。本文选择座椅滑轨为车内的振动响应点，分析动力总成产生的激励经悬置衰减后传递至车内的情况。对车内响应点进行频谱分析，得到频谱图如图5所示。

图5 车内座椅滑轨频谱图

由图5可知，座椅滑轨三个方向的最大振动幅值出现的位置分别是：X方向在1.5Hz、Y方向在1.5Hz，Z方向在1.6Hz。座椅滑轨处的较大振幅主要集中在10Hz以下频段内，而人体对水平方向1～2Hz、垂直方向4～8Hz的振动较为敏感；座椅滑轨处较大振幅的频段恰好与人体敏感频率范围存在重合现象，会造成车内驾乘人员的乘坐舒适性下降。除最大值外，由频谱图可以看出分析带宽内还存在部分峰值，分别在Y方向的22Hz、36Hz处，Z方向的8Hz处。

综上所述，通过对悬置元件的隔振率进行计算可知，悬置系统在1000～8000r/min转速范围内的隔振效果基本满足设计要求，但左悬置X、Y方向和右悬置的X、Y方向存在部分转速区间内隔振率低于20dB的情况。其中除了右悬置Y方向在3785～4235r/min的范围内隔振率不满足要求外，左悬置X、Y方向和右悬置X、Y方向其余的隔振性能较差的转速范围主要出现在5100～7170r/min内。

3 偏相干分析

由频谱分析可知，低频段的振动对车内的振动影响较大，并且得到了车内响应点的振动峰值对应的频率。为明确造成车内峰值振动的原因，本文采用偏相干法进行分析。偏相干法主要应用于多输入单输出系统模型，通过去除各个输入信号间的相互影响，来计算某一输入信号与输出信号间的相干性大小[13]。本文以每个悬置的三个方向为输入信号，座椅滑轨处三个方向的振动响应分别作为输出信号，建立多输入单输出系统，其偏相干分析模型如图6所示。

图6 多输入单输出系统模型

通过偏相干理论计算出各个输入信号与输出信号间的偏相干函数，所得部分偏相干函数图如图7所示。

图7 部分偏相干函数图

从偏相干函数中分别拾取由频谱分析得到的峰值振动频率处的偏相干系数。座椅滑轨各个方向峰值频率对应的偏相干系数如表1所示(黑体数字表示不同频率下的最大偏相干系数)。

表1 车内振动响应点与各个悬置的偏相干系数

由表1中的偏相干系数可知，座椅滑轨X方向1.5Hz处、Y方向1.5Hz处、Z方向1.6Hz和8Hz处均与后悬置Z方向的偏相干系数最大，分别为0.85、0.11、0.84和0.83；座椅滑轨Y方向在22Hz处与后悬置Y方向的偏相干系数为0.34，在36Hz处与右悬置X方向的偏相干系数最大，为0.57，其次为后悬置Y方向，为0.54。

由此可见，对于10Hz以内频段的峰值，即座椅滑轨X方向1.5Hz、Y方向1.5Hz、Z方向1.6Hz和8Hz处，均与后悬置Z方向的相干性最大，后悬置Z方向是造成车内10Hz以内频段振动的主要路径。对于座椅滑轨Y方向22Hz的振动峰值则与后悬置Y方向的相干性最大，36Hz处的振动虽然与右悬置X方向的相干系数达到了0.57，但与后悬置Y方向的相干系数也达到了0.54，所以后悬置Y方向也是造成座椅滑轨Y方向产生峰值振动的主要路径之一。

通过计算车内振动响应点峰值振动频率的偏相干系数，明确了造成车内振动响应点在低频段振动峰值的最大路径主要为后悬置的Y方向和Z方向。

4 结论

(1)通过隔振率的计算可知，三个悬置元件基本满足了隔振要求，但也存在部分转速下隔振率小于20dB的现象。除了右悬置Y方向在3785～4235r/min范围内隔振率较差，左悬置的X、Y方向和右悬置X、Y方向其余不满足隔振要求的转速范围主要集中在5100～7170r/min内。

(2)车内振动响应点存在峰值振动的频率分别为座椅滑轨X方向1.5Hz，Y方向1.5Hz、22Hz、36Hz，Z方向1.6Hz、8Hz。造成10Hz以下频段峰值频率的主要路径为后悬置Z方向；座椅滑轨Y方向22Hz和36Hz的峰值主要与后悬置Y方向有关。

仅通过计算悬置元件隔振率不能全面分析悬置系统的隔振效果，结合偏相干分析可以明确造成车内低频段峰值振动与悬置隔振性能的关系。本文研究证明了通过计算悬置隔振率和偏相干分析相结合的方法对悬置系统隔振性能进行综合分析的可行性，可为后续的悬置系统改进提供方向。