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純電動汽車電驅(qū)動總成NVH分析與優(yōu)化研究
2020-06-11 00:26:14· 來源：中南大學(xué)機電工程學(xué)院 作者：劉祥環(huán)
EDC電驅(qū)未來昨天點擊上方右側(cè)EDC電驅(qū)未來可訂閱哦！作者：丨電驅(qū)動總成嘯叫原因分析純電動汽車電驅(qū)動總成通常由電機和減速器組成，多采用永磁同步電機加兩級減速
電驅(qū)動總成嘯叫原因分析
純電動汽車電驅(qū)動總成通常由電機和減速器組成，多采用永磁同步電機加兩級減速器的組合形式。電驅(qū)動總成存在嘯叫的原因復(fù)雜，主要包括：電機電磁激勵、減速器系統(tǒng)共振和電驅(qū)動總成系統(tǒng)耦合模態(tài)共振等。結(jié)合某型號電驅(qū)動總成在整車試驗過程中，客戶發(fā)現(xiàn)存在結(jié)構(gòu)共振問題，本文主要通過MASTA軟件分析，對動力總成進(jìn)行仿真分析，找出動力總成出現(xiàn)結(jié)構(gòu)共振的原因，并加以修正。
在整車搭載NVH測試過程中，可通過LMS數(shù)據(jù)采集前端采集車內(nèi)近場噪聲數(shù)據(jù)，將采集到的數(shù)據(jù)通過LMS Test.Lab數(shù)據(jù)分析軟件對近場噪聲進(jìn)行噪聲階次分析，找出發(fā)生嘯叫的對應(yīng)階次，再通過嘯叫噪聲階次分析，判斷嘯叫噪聲的激勵源。
圖1 某型號驅(qū)動總成車內(nèi)噪聲瀑布圖
圖2 第22階階次噪聲圖
本文針對的某型號電驅(qū)動總成整車搭載NVH測試客戶反饋的試驗數(shù)據(jù)如圖1所示。經(jīng)客戶反饋，在整車WOT工況下，輸入端轉(zhuǎn)速在1 600～2 000 r/min（586.6～ 733.3 Hz）之 間 時，電驅(qū)動總成第22階存在共振嘯叫問題，根據(jù)電驅(qū)動總成的結(jié)構(gòu)，基本可以確定是驅(qū)動總成中的減速器高速級產(chǎn)生的噪聲。
由圖2可知，總成第22階噪聲在2 000 r/min左右存在明顯突變；由圖1可以看出，總成除第22階外，在696 Hz附近其他階次噪聲的系統(tǒng)共振響應(yīng)明顯，由此判斷，總成在696 Hz附近，存在有系統(tǒng)結(jié)構(gòu)共振，需要調(diào)整系統(tǒng)結(jié)構(gòu)來改善這一情況。
減速器總成階次噪聲分析
1.MASTA減速器分析模型的建立
根據(jù)電驅(qū)動總成產(chǎn)品建立MASTA分析模型，如圖3所示。電驅(qū)動總成齒輪參數(shù)見表1。
2.MASTA軟件分析系統(tǒng)模型
在軟件中輸入齒輪副的宏觀參數(shù)及微觀修形后，通過MASTA軟件仿真，得到該電驅(qū)動總成高速級齒輪副在整車WOT工況下的傳遞誤差，如圖4所示。高速級齒輪副傳遞誤差的傅里葉變換結(jié)果如圖5所示。在整車WOT工況下，高速級齒輪副傳遞誤差的峰值計算結(jié)果是滿足設(shè)計要求的，且傳遞誤差的頻域幅值也不大，說明驅(qū)動總成第22階的階次激勵其實并不算大，產(chǎn)生嘯叫問題的原因應(yīng)該是存在系統(tǒng)共振。
分析系統(tǒng)耦合模態(tài)，其結(jié)果如圖6、圖7所示。在1 000～2 000 r/min范圍內(nèi)，第22階激勵與系統(tǒng)固有頻率存在多個潛在共振點。其中，系統(tǒng)耦合模態(tài)的第13階（651.1 Hz）在本次嘯叫范圍內(nèi)，可確定為問題頻率。
3.問題零部件及改進(jìn)方案
通過MASTA軟件仿真結(jié)果，對系統(tǒng)耦合模態(tài)第13階（651.1 Hz）進(jìn)行分析。由圖8可知主要問題零部件為中間軸高速級大齒輪在傳動過程中動態(tài)響應(yīng)能過大，占到系統(tǒng)動態(tài)響應(yīng)能的40%以上。針對問題零部件分析，發(fā)現(xiàn)高速級大齒輪的齒輪腹板剛度不夠，變形量較大，導(dǎo)致齒輪嚙合出現(xiàn)偏載、殼體在輸出軸處動態(tài)響應(yīng)過高，其仿真結(jié)果如圖9所示。
圖3 某電驅(qū)動總成MASTA分析模型
表1 減速器傳動齒輪副宏觀參數(shù)
圖4 高速齒輪副傳遞誤差（差峰峰值：0.839 mm）
圖5 高速級齒輪副傳遞誤差傅里葉變換（幅值：0.365 4 mm）
圖6 系統(tǒng)耦合模態(tài)
圖7 系統(tǒng)耦合模態(tài)結(jié)果
圖8 系統(tǒng)耦合模態(tài)第13階振動結(jié)果
圖9 殼體輸出軸處的動態(tài)響應(yīng)
由圖9可知，在651.1 Hz時殼體在輸出端前軸承處的動態(tài)響應(yīng)幅值達(dá)到了1.744 mm。針對以上情況，考慮增加高速級大齒輪腹板厚度，分別取增厚5 mm和10 mm進(jìn)行仿真對比，主要分析殼體在輸出端軸承座處的動態(tài)響應(yīng)，結(jié)果見表2。
結(jié)合數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，可知增加高速級大齒輪腹板厚度之后，系統(tǒng)的剛度會有明顯的改善，在651.1 Hz頻率上，殼體在輸出端前軸承處的動態(tài)響應(yīng)有明顯的改善。其中，腹板厚度增加5 mm，殼體在輸出端前軸承處的動態(tài)響應(yīng)由1.744 μm下降到0.670 8 mm，在整車試驗標(biāo)準(zhǔn)中已經(jīng)達(dá)到標(biāo)準(zhǔn)要求。
考慮到整車對于電驅(qū)動總成NVH性能的要求及總成零部件的制造成本，確定將高速級大齒輪腹板厚度增加5 mm。
表2 殼體輸出端前軸承座處動態(tài)響應(yīng)（651.1 Hz）
減速器總成裝車測試
為驗證上述產(chǎn)品優(yōu)化結(jié)果及軟件分析結(jié)果的正確性，我們將優(yōu)化后的總成產(chǎn)品進(jìn)行裝車測試，并將測試結(jié)果與優(yōu)化前的測試結(jié)果進(jìn)行對比。在整車WOT工況下，主觀測試優(yōu)化后的減速器裝車噪聲試驗效果明顯要優(yōu)于優(yōu)化前。通過客戶LMS數(shù)據(jù)采集前端采集車內(nèi)近場噪聲數(shù)據(jù)，將采集到的數(shù)據(jù)通過LMS Test.Lab數(shù)據(jù)分析軟件對近場噪聲進(jìn)行噪聲階次分析，對裝車結(jié)果進(jìn)行驗證。
通過驗證可知，2 000～4 000 r/min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，振動降低明顯，與車內(nèi)噪聲趨勢一致，4 000 r/min以上，因試驗車輛轉(zhuǎn)速上升速率不一致，故不做對比。整車起步到2 000 r/min區(qū)間內(nèi)，改善效果并不明顯。
從客戶兩次測試的對比數(shù)據(jù)中并未發(fā)現(xiàn)第22階噪聲曲線圖在650 Hz左右存在結(jié)構(gòu)共振，但是從車內(nèi)噪聲主觀評價上來說，1 600 ～ 2 000 r/min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的嘯叫問題確有改善。
結(jié)論
本文通過我公司某個電驅(qū)動總成項目客戶反饋存在NVH嘯叫問題，利用MASTA軟件對電驅(qū)動系統(tǒng)總成進(jìn)行有限元計算分析，并找到對應(yīng)的解決方案。該方案雖然解決了客戶提出的階次噪聲超標(biāo)的問題，但是并沒有很好地解決低頻嘯叫的問題，試驗方法和分析方法仍需要進(jìn)一步優(yōu)化。我們?nèi)匀豢梢缘玫揭韵陆Y(jié)論，供同領(lǐng)域的研究人員參考：
1）電驅(qū)動總成因集成度高，使得系統(tǒng)的耦合模態(tài)發(fā)生改變，使總成NVH問題變得更加復(fù)雜。
2）總成某個零部件的調(diào)整會影響整個系統(tǒng)的耦合模態(tài)。
3）可通過提高某些零部件的剛度來降低系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)，解決部分因傳遞路徑而引起的NVH嘯叫問題。
4）調(diào)整系統(tǒng)剛度只是從噪聲傳遞路徑上減小NVH嘯叫問題，傳遞誤差才是解決NVH問題的關(guān)鍵，降低齒輪副工作過程中的傳遞誤差才能夠減小振動激勵源，從根本上解決NVH嘯叫問題。
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