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电动汽车三合一驱动系统振动噪声分析与优化
2021-11-15 20:02:39· 来源：汽车技术
作者：林巨广 马登政作者单位：（合肥工业大学，合肥230009）来源：汽车技术【摘要】为改善电动汽车三合一驱动系统中电机控制器的运行环境和总成的振动噪声，在
作者：林巨广 马登政
作者单位：（合肥工业大学，合肥230009）
来源：汽车技术
【摘要】为改善电动汽车三合一驱动系统中电机控制器的运行环境和总成的振动噪声，在总成振动噪声特性试验的基础上，通过工况传递路径分析提出控制器隔振的优化措施。首先，通过电磁力仿真和阶次跟踪定理分析总成中永磁同步电机和减速器的振动噪声特性；然后，结合工况传递路径的分析方法，确定三合一驱动系统中电机控制器主要振动激励源及其传递路径，并提出增加双层隔振系统的优化方案；最后，对隔振前、后的驱动总成进行振动噪声测试。测试结果表明，电机控制器隔振方案对控制器工作环境和总成振动噪声性能的改善效果良好。
【摘要】为改善电动汽车三合一驱动系统中电机控制器的运行环境和总成的振动噪声，在总成振动噪声特性试验的基础上，通过工况传递路径分析提出控制器隔振的优化措施。首先，通过电磁力仿真和阶次跟踪定理分析总成中永磁同步电机和减速器的振动噪声特性；然后，结合工况传递路径的分析方法，确定三合一驱动系统中电机控制器主要振动激励源及其传递路径，并提出增加双层隔振系统的优化方案；最后，对隔振前、后的驱动总成进行振动噪声测试。测试结果表明，电机控制器隔振方案对控制器工作环境和总成振动噪声性能的改善效果良好。
主题词：三合一驱动系统 永磁同步电机 阶次跟踪工况 传递路径 双层隔振系统
1 前言
随着新能源汽车技术的不断发展，零部件集成化已成为必然趋势[1]。三合一驱动系统是将减速器、电机和电机控制器一体化，具有高度集成化、绝缘栅双极型晶体管损耗小、电磁兼容能力强和轻量化等优势。但是，因为三合一驱动系统总成的高度集成化，电机和减速器的振动会大量传递到控制器上。而控制器作为指数密集型电子产品，对机械振动非常敏感[2]，这对控制器的振动与噪声特性提出了更严格的要求。
本文在某公司三合一驱动系统总成振动噪声特性试验的基础上，分析发现总成21阶和48阶振动噪声明显，且控制器振动幅度大。通过工况传递路径分析提出有效的优化方案，并制作样机进行振动噪声试验验证，降低振动能量的传递和总成辐射噪声。
2 永磁同步电机和减速器振动噪声
2.1 电机径向电磁力波分析
永磁同步电机具有结构简单、运行可靠、损耗小、效率高等优点，广泛用作电动汽车驱动电机[3]。本文中电驱三合一总成中永磁同步电机主要参数如表1所示。
永磁同步电机中，振动噪声的主要来源是电磁力波，其切向分量较径向分量小很多，本文只考虑径向分量的影响。根据麦克斯韦张量法，作用在定子表面的径向电磁力表示为[4]：
式中，θ为空间角度；t 为时间；μ0=4π×10-7 H/m为真空磁导率；b(θ,t)为气隙磁密。
对于永磁同步电机，幅值较大而阶次较低的力波是研究重点。忽视磁路饱和的情况，气隙磁密可表示为：
式中，f(θ,t)、λ(θ,t)分别为气隙磁势和磁导。对于本文研究的8极48槽永磁同步电机，电机振动噪声主要由定、转子谐波磁场相互作用产生，定子绕组磁场谐波次数υ、转子磁场谐波次数μ分别为：
式中，p 为电机的极对数。
所以，定、转子谐波相互作用产生的径向电磁力波阶数n1、n2可表示为：
径向电磁力波引起的电机振动和噪声与力波幅值和阶次有关。由式（5）和式（6）可知，径向电磁力波的阶次为零或等于极对数的整数倍，同时，电机的振动噪声水平与电磁力阶次的4次方成反比[5]，故本文只考虑空间阶数为0阶和8阶的径向电磁力波对电机振动噪声水平的影响。
2.2 径向电磁力仿真
在Maxwell中建立1/8电机二维有限元电磁仿真模型，如图1所示。
根据电机路谱试验数据得到仿真电流的大小和角度，在转速4 100 r/min，转矩310 N·m的工况下对1/8电机模型进行仿真，得到时空上周期性分布的径向电磁力波，如图2所示。
用MATLAB将电磁力波进行二维傅里叶变换，电磁力波时空分布结果如图3所示。
从图3可以看出，0阶电磁力存在12倍频的谐波分量。仿真时长为1 个电周期，电机每转包含4 个电周期。电磁力理论分析结合仿真结果表明，电机48阶电磁力为其主要振动噪声源。
2.3 减速器噪声
减速器作为电动汽车关键部件之一，直接影响整车NVH性能。减速器啸叫噪声是齿轮箱弹性系统在动态激励载荷作用下刚柔耦合响应的结果。齿轮系统的动态激励分为内部激励和外部激励，内部激励是齿轮副在啮合过程中产生的动态载荷，这是齿轮啸叫噪声产生的主要原因。内部激励主要由时变啮合刚度、传递误差等因素引起，外部激励是由电机转矩波动、连接花键间隙等产生的动态冲击[6]。
齿轮系统振动通过轴和轴承结构传递路径将振动传递到齿轮箱体。在三合一驱动系统中通过螺栓连接带动电机控制器振动。
减速器噪声主要由齿轮传动系统的振动与冲击产生。本文采用的减速器主要参数如表2所示。由阶次跟踪定理[7]可知：
式中，Oord为阶次；fv为传动轴旋转频率；nv为输入转速。
由式（7）可知，主动齿轮齿数等于噪声阶次，所以21阶为减速器振动噪声主要阶次。隔振前控制器盖板法向振动加速度和21阶振动加速度如图4、图5所示。
由图4 可知，控制器盖板在5 683.14 r/min 、6 555.23 r/min、7 950.58 r/min 和10 905.01 r/min 时法向加速度分别为42.86 m/s2、41.31 m/s2、44.17 m/s2 和48.81 m/s2，结合图5可以确定减速器21阶和电机48阶振动为主要振动噪声源，总成中电机和减速器通过与电机控制器的螺栓连接将振动传递给后者。
3 传递路径分析
工况传递路径分析（Operational Transfer Path Analysis，OTPA）只需要测试工况下的振动噪声数据，即可建立分析模型，无需解耦部件和测试传递函数，消除了传统传递路径分析方法的缺陷[8]。
OTPA中用传递率表示传递路径，目标总响应P 为：
式中，Ti为第i 个位置振动加速度到目标点的传递率；fi为结构传递路径在被动侧的工况加速度响应；Tk为第k个参考位置声压级到目标点声压级的传递率；Qk为空气声源附近的声压级响应。
将式（8）改写成矩阵形式[9]：
Y=TX （9）
式中，Y 为响应矩阵；T 为传递率函数矩阵；X 为激励矩阵。
式（9）右乘XT，得到：
式中，Gxy为输入信号与响应之间的互功率谱矩阵；Gxx为输入信号的自功率谱矩阵。
为克服OTPA 的缺点，采用截断奇异值分解（Truncated Singular Value Decomposition，TSVD）[10]改进OTPA方法，对输入信号矩阵进行奇异值分解：
式中，U、V 为酉矩阵；Σ为奇异特征值对角矩阵，对角线上的全部元素σi称为X 的奇异值，且从大到小排列，其中较小的奇异值可以认为是信号噪声、串扰信号，应予以清除[7]。
由式（11）和式（12）可得：
根据实际工况下参考点加速度xi和传递率函数矩阵Tki，各路径的传递贡献为：
式中，yki为传递路径i 对目标点k 的贡献。
采用OTPA理论构建电驱三合一方案中电机和减速器到电机控制器的传递路径模型，如图6所示。
图6中，aact和apsv分别为主动端加速度和被动端加速度，路径的贡献由传递特性pa表示。隔振前主动端加速度和被动端加速度如图7所示。
由图7可知，在7 879.23 r/min转速下，主、被动端法向加速度分别为56.37 m/s2和37.49 m/s2。从主动端传递到被动端的能量大，影响控制器工作环境和总成NVH性能。
通过对电机和减速器到控制器的传递路径进行分析，隔振前电机控制器和电机、减速器共有5处螺栓连接，在不同振动量级下呈现较明显的非线性[11]。由图5可知，电机控制器以21阶和48阶振动为主要振动。双层隔振系统在2层隔振的弹性元件之间夹装一块中间质量块，利用2层弹性元件的刚度和中间质量的设计来控制并衰减弹性波的传播，获得良好的高频隔振效果[12]。双层隔振系统力学模型如图8所示。
图8中，上层质量m1为隔振对象，m2为中间质量，k1、c1分别为一级隔振器刚度、阻尼，k2、c2分别为二级隔振器刚度、阻尼，fe为外部激励，系统运动微分方程为：
在双层隔振系统中，一般先确定m1、k1，再根据隔振目标要求修正m2、k2完成设计[13]。上层隔振器设计的关键是选择合适的刚度值改变机组固有频率，在本文中，应使垂向频率控制在8 Hz，以保证总成安装稳定性[14]。根据公式：
可得：
式中，f 为隔振系统固有频率；mg为隔振对象质量；k 为隔振器总刚度。
电机控制器质量m1≈10 kg，垂向频率fd=8 Hz，由式（17）可得，上层隔振器垂向动刚度k1≈2.6×104 N/m，单个隔振器垂向动刚度kd=k1/3≈8.7×103 N/m。设隔振器动刚度与静刚度比值λ =2.5，则隔振器垂向静刚度为ks=λkd≈2.2×104 N/m。同理，取中间质量比（中间质量/隔振对象质量）μv=0.6，则下层隔振器垂向动刚度为3.5×104 N/m。在不影响总成密封性和气密性的前提下，对其中3处增加双层隔振器，隔振器位置如图9所示。
4 试验验证
对样机加满载310 N·m、匀加速工况下进行振动噪声测试，采用米勒贝姆公司的数据采集设备，在电机控制器盖板、隔振主动端和隔振被动端分别布置3个加速度传感器，麦克风置于控制器上方10 cm处，如图10所示。
三合一驱动总成近场A计权噪声瀑布图如图11所示，由图11可以看出，减速器21阶和电机48阶噪声明显，在4.00 kHz和5.51 kHz左右存在共振带。
在电机匀加速过程中，隔振主动端和隔振被动端壳体法向振动加速度如图12所示，增加双层隔振前、后控制器盖板法向加速度如图13所示。
由图12可知，增加控制器隔振显著降低了由隔振主动端传递到隔振被动端的振动能量，由图13可知，隔振前、后，控制器盖板振动在2 000 r/min以上明显降低。电机控制器增加双层隔振系统后，三合一驱动总成近场A计权噪声如图14所示。
通过图11 和图14 对比可知，增加双层隔振系统后，总成21 阶次噪声明显降低，48 阶次噪声改善，总成近场总声压级（Overall）、21阶和48阶A计权噪声如图15~图17所示。
由图15~图17可知，总成Overall 近场噪声声压级平均降低5 dB(A)左右，在6 879 r/min时控制器盖板加速度变化幅值小，且总成声压级较隔振前上升5 dB(A)，此时对应48阶频率为5 503 Hz，这是电机0阶呼吸模态与0阶电磁力48倍频共振引起的。但由图13可知，此时控制器盖板法向加速度在隔振前、后无明显变化，所以此种共振在添加隔振器前、后对控制器无明显影响。综合分析，在电机常用转速范围3 500~7 000 r/min，48阶噪声峰值下降，21阶噪声明显改善。特别地，48阶噪声在6 000 r/min以下峰值噪声降低约8 dB(A)，减速器输入轴一阶噪声在4 500 r/min以上峰值噪声声压级降低10 dB(A)左右。
通过对比增加双层隔振系统前、后总成振动噪声测试结果发现，在电机和减速器到电机控制器的传递路径上增加双层隔振系统可以显著降低电机和减速器到电机控制器振动能量的传递，且对总成21阶和48阶噪声水平有明显改善，控制器振动加速度幅值降低，优化了控制器工作环境和总成NVH性能。
5 结束语
本文在电动汽车三合一驱动系统总成振动噪声特性测试的基础上，针对电机控制器运行环境和总成NVH性能改善问题，通过电磁力波仿真和阶次跟踪找到主要激励源，并通过工况传递路径分析方法提出增加双层隔振系统的优化方案。对比隔振前、后总成振动噪声特性，隔振主动端到隔振被动端能量显著降低，优化了电机控制器运行环境，总成近场总声压级（Over⁃all）噪声值平均降低5 dB(A)，21阶和48阶峰值噪声也有所改善。
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