基于偏相干法分析電動汽車動力總成懸置隔振

陳 克，駱嘉暉，岳志強

(1.沈陽理工大學(xué) 汽車與交通學(xué)院，沈陽 110159； 2.調(diào)兵山市檢驗檢測印證服務(wù)中心，遼寧 調(diào)兵山 112700)

新能源汽車是現(xiàn)今汽車工業(yè)的主要發(fā)展趨勢，作為新能源汽車主要形式的純電動汽車的NVH(噪聲Noise、振動Vibration、聲振粗糙度Harshness)性能被人們所關(guān)注。動力總成是汽車主要的內(nèi)部激勵源，而純電動汽車與傳統(tǒng)燃油車動力源的運轉(zhuǎn)方式不同，導(dǎo)致產(chǎn)生的激勵存在差異，內(nèi)部激勵的變化對懸置元件的隔振性能提出新的要求。因此，研究動力總成懸置系統(tǒng)的隔振性對純電動汽車整車的NVH性能有重要意義。

傳統(tǒng)燃油車動力總成懸置隔振性能的研究主要通過理論和仿真方法對懸置系統(tǒng)進行優(yōu)化處理[1-2]；還有通過對試驗數(shù)據(jù)進行處理，計算懸置元件隔振率，并通過傳遞路徑方法研究懸置隔振性能對車內(nèi)振動的影響[3]。目前對電動汽車懸置系統(tǒng)隔振性能的研究方法與燃油車的方法相似，在優(yōu)化研究方面主要通過研究懸置系統(tǒng)固有特性對懸置隔振的影響，并通過不同的算法對懸置元件的剛度進行優(yōu)化，達到改善懸置系統(tǒng)隔振性能的目的[4-7]。試驗研究方面主要是通過對采集的試驗數(shù)據(jù)進行處理，并應(yīng)用階次分析等方法分析懸置的隔振效果[8-9]。也有學(xué)者從懸置布置形式、支架模態(tài)及懸置與副車架間的連接方式三個方面分析電動汽車懸置系統(tǒng)的隔振性能，并總結(jié)電動汽車懸置系統(tǒng)的設(shè)計原則[10]。除了對懸置系統(tǒng)進行隔振性能的分析與優(yōu)化外，還有學(xué)者通過理論研究和仿真方法對驅(qū)動電機進行優(yōu)化設(shè)計，以提高懸置系統(tǒng)的隔振性能[11]。由此可見，研究人員對電動汽車懸置系統(tǒng)隔振性能的研究已取得了一定的成果，但對電動汽車懸置系統(tǒng)隔振性能的研究而言，由于其與燃油車相比，動力總成激勵的頻帶更寬，對車內(nèi)的影響也會變大。因此，除對懸置元件本身的隔振性能進行研究以外，還應(yīng)結(jié)合車內(nèi)的振動響應(yīng)來分析車內(nèi)響應(yīng)點峰值振動與懸置間的關(guān)系。

本文對某型純電動汽車進行試驗，通過對所得數(shù)據(jù)進行處理，計算懸置的隔振率，并應(yīng)用頻譜分析法明確車內(nèi)的振動響應(yīng)，再通過偏相干法分析造成車內(nèi)振動的主要路徑，進而達到綜合分析懸置系統(tǒng)隔振性能的目的。

1 整車道路試驗

試驗車輛為國產(chǎn)某型純電動汽車，動力總成懸置系統(tǒng)采用三點橡膠懸置；試驗所用主要設(shè)備為LMS SCADAD數(shù)據(jù)采集儀(西門子公司)及壓電式三向加速度傳感器(PCB公司)。將座椅滑軌設(shè)為車內(nèi)的振動響應(yīng)點，分別在三個懸置的主、被動端和車內(nèi)響應(yīng)點布置傳感器，部分傳感器布置圖如圖1所示。

圖1 部分傳感器實際布置圖

由于純電動汽車的驅(qū)動電機與傳統(tǒng)內(nèi)燃機汽車動力總成工作特性的差異，使得純電動汽車不需要傳統(tǒng)的離合器來切斷動力源輸出的動力，所以無法進行車輛定置噪聲試驗；又因為驅(qū)動電機需要承受負載才能表現(xiàn)出正常的工作特性，因此，本文選擇平直的瀝青路面進行整車道路試驗。

加速工況能夠表現(xiàn)出動力總成懸置系統(tǒng)在驅(qū)動電機不同轉(zhuǎn)速下的隔振性能，故本文選擇0～80km/h的加速工況進行試驗。

2 動力總成隔振分析

2.1 懸置系統(tǒng)隔振率計算

懸置元件的隔振性能通過隔振率來評價，即主、被動端振動加速度的比值，一般采用分貝的形式來表示[12]。

(1)

式中：T為隔振率，dB；a1為主動端振動加速度，g；a2為被動端振動加速度，g。

懸置系統(tǒng)衰減掉主動端90%的振動，即當(dāng)T≥20dB時，一般認為符合隔振要求。將采集的試驗數(shù)據(jù)進行處理，并應(yīng)用式(1)求得在加速工況下懸置系統(tǒng)的隔振率曲線，如圖2～圖4所示。

圖2 左懸置隔振率曲線圖

圖3 右懸置隔振率曲線圖

圖4 后懸置隔振率曲線圖

由圖2～圖4可知，追蹤驅(qū)動電機的轉(zhuǎn)速范圍為1000～8000r/min，三個懸置的隔振效果基本滿足了隔振要求，但左懸置X、Y方向和右懸置的X、Y方向存在部分轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)懸置系統(tǒng)的隔振性能不滿足要求的現(xiàn)象。其中左懸置X方向在5810～6420r/min、6650～7100r/min，Y方向在5680～5965r/min；右懸置X方向在5215～6310r/min、Y方向在3785～4235r/min、5100～5660r/min、6750～7170r/min范圍內(nèi)的隔振率低于20dB，不滿足隔振要求。

2.2 車內(nèi)響應(yīng)點頻譜分析

頻譜分析可以清晰得出振動信號的頻率成分，明確振動峰值所對應(yīng)的頻率位置。懸置系統(tǒng)的隔振性能最終體現(xiàn)在對車內(nèi)振動的影響。本文選擇座椅滑軌為車內(nèi)的振動響應(yīng)點，分析動力總成產(chǎn)生的激勵經(jīng)懸置衰減后傳遞至車內(nèi)的情況。對車內(nèi)響應(yīng)點進行頻譜分析，得到頻譜圖如圖5所示。

圖5 車內(nèi)座椅滑軌頻譜圖

由圖5可知，座椅滑軌三個方向的最大振動幅值出現(xiàn)的位置分別是：X方向在1.5Hz、Y方向在1.5Hz，Z方向在1.6Hz。座椅滑軌處的較大振幅主要集中在10Hz以下頻段內(nèi)，而人體對水平方向1～2Hz、垂直方向4～8Hz的振動較為敏感；座椅滑軌處較大振幅的頻段恰好與人體敏感頻率范圍存在重合現(xiàn)象，會造成車內(nèi)駕乘人員的乘坐舒適性下降。除最大值外，由頻譜圖可以看出分析帶寬內(nèi)還存在部分峰值，分別在Y方向的22Hz、36Hz處，Z方向的8Hz處。

綜上所述，通過對懸置元件的隔振率進行計算可知，懸置系統(tǒng)在1000～8000r/min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的隔振效果基本滿足設(shè)計要求，但左懸置X、Y方向和右懸置的X、Y方向存在部分轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)隔振率低于20dB的情況。其中除了右懸置Y方向在3785～4235r/min的范圍內(nèi)隔振率不滿足要求外，左懸置X、Y方向和右懸置X、Y方向其余的隔振性能較差的轉(zhuǎn)速范圍主要出現(xiàn)在5100～7170r/min內(nèi)。

3 偏相干分析

由頻譜分析可知，低頻段的振動對車內(nèi)的振動影響較大，并且得到了車內(nèi)響應(yīng)點的振動峰值對應(yīng)的頻率。為明確造成車內(nèi)峰值振動的原因，本文采用偏相干法進行分析。偏相干法主要應(yīng)用于多輸入單輸出系統(tǒng)模型，通過去除各個輸入信號間的相互影響，來計算某一輸入信號與輸出信號間的相干性大小[13]。本文以每個懸置的三個方向為輸入信號，座椅滑軌處三個方向的振動響應(yīng)分別作為輸出信號，建立多輸入單輸出系統(tǒng)，其偏相干分析模型如圖6所示。

圖6 多輸入單輸出系統(tǒng)模型

通過偏相干理論計算出各個輸入信號與輸出信號間的偏相干函數(shù)，所得部分偏相干函數(shù)圖如圖7所示。

圖7 部分偏相干函數(shù)圖

從偏相干函數(shù)中分別拾取由頻譜分析得到的峰值振動頻率處的偏相干系數(shù)。座椅滑軌各個方向峰值頻率對應(yīng)的偏相干系數(shù)如表1所示(黑體數(shù)字表示不同頻率下的最大偏相干系數(shù))。

表1 車內(nèi)振動響應(yīng)點與各個懸置的偏相干系數(shù)

由表1中的偏相干系數(shù)可知，座椅滑軌X方向1.5Hz處、Y方向1.5Hz處、Z方向1.6Hz和8Hz處均與后懸置Z方向的偏相干系數(shù)最大，分別為0.85、0.11、0.84和0.83；座椅滑軌Y方向在22Hz處與后懸置Y方向的偏相干系數(shù)為0.34，在36Hz處與右懸置X方向的偏相干系數(shù)最大，為0.57，其次為后懸置Y方向，為0.54。

由此可見，對于10Hz以內(nèi)頻段的峰值，即座椅滑軌X方向1.5Hz、Y方向1.5Hz、Z方向1.6Hz和8Hz處，均與后懸置Z方向的相干性最大，后懸置Z方向是造成車內(nèi)10Hz以內(nèi)頻段振動的主要路徑。對于座椅滑軌Y方向22Hz的振動峰值則與后懸置Y方向的相干性最大，36Hz處的振動雖然與右懸置X方向的相干系數(shù)達到了0.57，但與后懸置Y方向的相干系數(shù)也達到了0.54，所以后懸置Y方向也是造成座椅滑軌Y方向產(chǎn)生峰值振動的主要路徑之一。

通過計算車內(nèi)振動響應(yīng)點峰值振動頻率的偏相干系數(shù)，明確了造成車內(nèi)振動響應(yīng)點在低頻段振動峰值的最大路徑主要為后懸置的Y方向和Z方向。

4 結(jié)論

(1)通過隔振率的計算可知，三個懸置元件基本滿足了隔振要求，但也存在部分轉(zhuǎn)速下隔振率小于20dB的現(xiàn)象。除了右懸置Y方向在3785～4235r/min范圍內(nèi)隔振率較差，左懸置的X、Y方向和右懸置X、Y方向其余不滿足隔振要求的轉(zhuǎn)速范圍主要集中在5100～7170r/min內(nèi)。

(2)車內(nèi)振動響應(yīng)點存在峰值振動的頻率分別為座椅滑軌X方向1.5Hz，Y方向1.5Hz、22Hz、36Hz，Z方向1.6Hz、8Hz。造成10Hz以下頻段峰值頻率的主要路徑為后懸置Z方向；座椅滑軌Y方向22Hz和36Hz的峰值主要與后懸置Y方向有關(guān)。

僅通過計算懸置元件隔振率不能全面分析懸置系統(tǒng)的隔振效果，結(jié)合偏相干分析可以明確造成車內(nèi)低頻段峰值振動與懸置隔振性能的關(guān)系。本文研究證明了通過計算懸置隔振率和偏相干分析相結(jié)合的方法對懸置系統(tǒng)隔振性能進行綜合分析的可行性，可為后續(xù)的懸置系統(tǒng)改進提供方向。