1、 電動車與燃油車動力總成振動特性對比

表1列出某燃油車和電動車動力總成質(zhì)量和懸置剛度，表2列出了2款燃油車和5款電動車的動力總成剛體模態(tài)。

表1 某燃油車和電動車動力總成懸置剛度N／mm

比較表1和表2可以看出，電驅(qū)動總成的質(zhì)量約為傳統(tǒng)動力總成的一半，懸置剛度約為傳統(tǒng)動力總成懸置的2倍。因此，燃油車動力總成剛體模態(tài)頻率一般設(shè)計為5-20 Hz，而電驅(qū)動總成的剛體模態(tài)為25-50 Hz，為燃油車的4倍左右。

相比于傳統(tǒng)發(fā)動機，電驅(qū)動總成扭矩大，但是波動很小，且其激勵主要來源于電磁力和齒輪嚙合導(dǎo)致的高頻振動，遠高于電驅(qū)動總成剛體模態(tài)。因此，盡管電動車的動力總成剛體模態(tài)為燃油車的4倍左右，但是仍然遠小于激勵頻率。圖1所示為某電動車急加速工況下動力總成后懸置主動端振動云圖?？梢钥闯?，其主要激勵力頻率在400～8 000 Hz。

表2 燃油車和電動車動力總成剛體模態(tài)對比Hz

圖1 某電動車全負荷加速工況下動力總成后懸置主動端振動云圖

除考慮懸置的隔振性能，也需要考慮其抗扭性能。尤其對于電動汽車而言，其電機扭矩大，響應(yīng)快，且滑行時還有很強的能量回收扭矩，因此，對整車的瞬態(tài)沖擊更大，在tip in／out工況下很容易造成整車前后抖動。表3所示為某電動車采用不同剛度懸置方案得到的車內(nèi)嘯叫和整車抖動主觀評分。其中，方案A為將左右懸置剛度從260提升到360 N／mm，方案B為方案A加上將后懸置剛度從230提升到290 N／mm?？梢钥闯?，減小車內(nèi)嘯叫和降低整車抖動是有一定矛盾的。為了降低整車抖動，需要增大懸置剛度；然而懸置剛度的增大會導(dǎo)致懸置隔振率的降低，從而增大車內(nèi)嘯叫噪聲。

表3 某電動車不同剛度懸置方案車內(nèi)嘯叫和整車抖動主觀評價

因此，基于以上分析，電動汽車懸置首先應(yīng)該滿足整車無抖動（也就是盡量減小動力總成的姿態(tài)變化），在此基礎(chǔ)上，應(yīng)盡可能減小懸置剛度以提高懸置的隔振率。

2、 懸置布置形式對比分析

對于三點懸置布置方案，目前電動汽車的動力總成懸置布置形式一般有以下5種形式，如圖2所示。

圖2 電動汽車動力總成懸置布置形式

將以上5種布置形式簡化，建立簡化模型。5種模型采用相同的動力總成慣量與扭矩和相同的懸置剛度曲線。

分別對各種布置方案下的動力總成在100%扭矩（Tmax），50%扭矩（T50）和 30%扭矩（T30）作用下的姿態(tài)變化（主要考慮繞Y軸的旋轉(zhuǎn)角度Ry）和懸置受力進行分析，結(jié)果如圖3和圖4所示。圖4中，RR代表后部懸置，LH代表左側(cè)懸置，RH代表右側(cè)懸置。通過分析可得如下結(jié)果。

（1）TRA（扭矩軸）布置時動力總成姿態(tài)和懸置受力都是最大的。其轉(zhuǎn)角和受力是其它布置形式的2倍左右。這將要求懸置剛度增大并導(dǎo)致懸置隔振率降低。因此，對于電動汽車的懸置布置不能使用燃油車常用的TRA軸布置方式。

（2）前2＋后1，左2＋右1，左1＋右2這3種布置方式下的動力總成姿態(tài)和懸置總的受力都相差不大。但是左2＋右1，左1＋右2這兩種方式下懸置受力不均，可以看出其中有一個懸置的受力非常小。

（3）最優(yōu)的布置方式為前1＋后2。這種布置下動力總成姿態(tài)和懸置受力都是最小的，這是因為在這種布置方式下懸置點與TRA軸距離最大。

圖3 不同懸置布置方案下電驅(qū)動總成姿態(tài)比較

圖4 不同懸置布置方案下電驅(qū)動總成懸置受力比較

綜上分析，電動車懸置布置不能沿用傳統(tǒng)燃油車的TRA軸布置思路，而是應(yīng)該使各懸置彈性中心點盡可能遠離TRA軸，從而使懸置受力最小和動力總成姿態(tài)變化最小。同時，由于懸置受力小，在保證同等水平動力總成姿態(tài)變化的提前下，可以采用剛度更小的懸置，有利于提高懸置系統(tǒng)的隔振率。

3、 懸置系統(tǒng)隔振分析

3.1 懸置隔振率測試

在車輛發(fā)動機艙和車內(nèi)駕駛員耳旁放置傳聲器，并在懸置主動端和被動端支架布置三向加速度傳感器。將車輛置于整車半消聲室轉(zhuǎn)鼓上，測試其在全負荷加速工況和滑行能量回收工況下的噪聲和懸置主被動端振動。各懸置的3個方向隔振率測試結(jié)果如圖5所示。其中8.58階和22階分別為減速器輸出齒輪和輸入齒輪噪聲主要階次，48階為電機噪聲主要階次。

圖5 懸置隔振率

3.2 懸置支架模態(tài)對隔振率的影響

從圖5可以看出，懸置隔振率在500-1 000 Hz范圍內(nèi)有一個顯著的下降。這是由于懸置支架在500-1 000 Hz范圍內(nèi)有共振模態(tài)，如圖6所示（圖中支架動剛度曲線的谷值頻率即為支架的模態(tài)頻率）。將3個懸置的隔振率低谷頻率和支架共振頻率列于表4，可見其頻率基本一致，兩者是直接相關(guān)的。

表4 隔振率低谷頻率與支架共振頻率 Hz

圖7為測試得到的車內(nèi)噪聲階次曲線?？梢钥闯?，1 500 Hz以內(nèi)，車內(nèi)減速器和電機階次噪聲的峰值頻率與懸置支架的共振頻率基本一致?？梢?，對于低速行駛（約40 km／h以下）時車內(nèi)的電驅(qū)動動力總成噪聲，懸置支架的共振特性是重要的影響因素。

3.3 懸置橡膠剛度對隔振率的影響

對于懸置系統(tǒng)，其隔振率理論上可表示為

式中：IR（isolation rate）為隔振率，dB；K p為被動端的剛度；K a為主動端的剛度；K i為隔振元件的剛度。

根據(jù)式（1），可列出 Ka／Ki和 Kp／Ki分別為不同取值時的隔振率，如表5所示。

從表5看出，為滿足隔振率至少大于20 dB（表中有背景色的部分），則主被動端與隔振元件剛度比需要大于20倍以上。

圖6 懸置支架動剛度曲線

圖7 車內(nèi)噪聲階次曲線

表5 隔振率列表 dB

測試得到懸置動剛度和主被動端支架動剛度如圖8所示。其中懸置動剛度受測試臺架測試頻率制約，最大只能測到1 000 Hz。測試時懸置靜態(tài)壓力為懸置承受的動力總成的重力。

圖8 懸置和支架動剛度曲線

從圖8可以看出，左懸置在高頻時動剛度急劇增大，100 Hz時動靜比為1.4，1 000 Hz時動靜比達到17.5；后懸置在高頻時動剛度變化不大，100和1 000 Hz時動靜比均為2.5。由于左懸置動剛度的增大，使1 000 Hz時被動端支架動剛度與左懸置動剛度之比僅僅為5，將使隔振率大大降低。

另外，從圖8中可以看到一個共振峰值，左懸置在600 Hz附近，后懸置在400 Hz附近。這是由于高頻（100 Hz以上）時橡膠隔振元件不符合無質(zhì)量假設(shè)，而是具有分布質(zhì)量的特性，因此會產(chǎn)生駐波效應(yīng)。對于電驅(qū)動總成產(chǎn)生的高頻激勵（400-8 000 Hz），懸置橡膠的動態(tài)質(zhì)量的參與效應(yīng)不可忽略。因此，為改善系統(tǒng)的隔振率，應(yīng)避免懸置支架模態(tài)與懸置橡膠內(nèi)部共振頻率耦合，同時宜采用不同參數(shù)的懸置橡膠以提高系統(tǒng)的隔振率［5］。

圖8中的懸置動剛度的測試條件為：預(yù)載為動力總成的重力。這個工況相當(dāng)于動力總成小負荷工況（小油門加速，勻速，弱能量回收）下的狀態(tài)。對于電動汽車的動力嘯叫噪聲，另一個需要考慮的關(guān)鍵工況為大負荷工況（全油門加速，強能量回收）。與燃油車不同，電動車電機扭矩一般都很大，全油門加速基本相當(dāng)于懸置28工況中最惡劣的工況。此時懸置處于完全壓縮狀態(tài)。如圖9所示，完全壓縮時的靜剛度最高可增大至小負荷時靜剛度的18倍，此時動剛度也將顯著高于圖8測試的數(shù)值。因此，為提高懸置的高頻隔振率，電動汽車懸置設(shè)計時應(yīng)盡可能減小所關(guān)心的關(guān)鍵工況下的懸置靜剛度和高頻動靜比（須同時考慮懸置預(yù)載為懸置承受的動力總成的重力、強能量回收時懸置承受的載荷以及半油門和全油門加速時懸置承受的載荷這4種工況下的靜、動剛度）。

3.4 副車架軟連接對隔振率的影響

懸置支架的模態(tài)使懸置隔振率下降，懸置的動剛度過大也不利于懸置隔振率的提高。為提高隔振率，工程上另一個可行的方法是采用雙層隔振，如將副車架通過襯套軟連接到車身上。采用雙層隔振后，共振區(qū)后傳遞曲線的下降斜率從單層系統(tǒng)的12增加到24 dB／oct，有利于高頻振動的隔離。

圖10為采用軟連接副車架后的隔振率與單層懸置隔振率的對比。由圖可見，由于懸置支架模態(tài)的影響，懸置在200-600 Hz以下的隔振率很低；采用軟連接副車架后，正好可彌補懸置隔振率不足的狀況，總體上將懸置主動端至車身的隔振率提高15 dB以上。

圖9 懸置力-位移曲線

4、 整車與臺架上減速器噪聲對比

為直接驗證懸置支架對減速器噪聲的影響，在整車測試之后，將動力總成及其懸置系統(tǒng)拆下，安裝在臺架上進行測試，如圖11所示。之后再將減速器拆下，單獨剛性連接到測試臺架上（無懸置支架）進行測試，如圖12所示。

圖10 隔振率對比曲線

圖11 動力總成臺架NVH測試圖

圖12 減速器臺架NVH測試圖

圖13 為整車測試減速器、動力總成臺架測試減速器與單減速器臺架測試的近場22階噪聲的對比。由圖可見，在頻率500-1 000 Hz范圍，整車測試減速器22階噪聲顯著高于臺架測試結(jié)果，總體上約高出13 dB（A）。由此可見，懸置支架模態(tài)對整車上減速器噪聲影響很大，需要改善。

圖13 減速器階次噪聲對比

5 、電驅(qū)動總成懸置一般設(shè)計原則

綜合以上分析，可總結(jié)出電動汽車電驅(qū)動總成懸置的一般設(shè)計原則，如表6所示。

6 、結(jié)論

通過對電動車與燃油車的動力總成特性進行對比，得出電動汽車懸置首先應(yīng)該滿足整車無抖動的結(jié)果。在此基礎(chǔ)上，應(yīng)盡可能減小懸置剛度以提高懸置的隔振率；通過對電驅(qū)動總成不同懸置布置方案的對比，得出電動車懸置布置不能沿用傳統(tǒng)燃油車的TRA軸布置方案，而應(yīng)使各懸置彈性中心點盡可能遠離TRA軸，從而使懸置受力最小和動力總成姿態(tài)變化最小。

通過對懸置隔振率的分析發(fā)現(xiàn)，影響低速行駛（約40 km／h以下）時車內(nèi)電驅(qū)動動力總成噪聲的重要因素是懸置支架的共振特性。懸置支架應(yīng)設(shè)計緊湊，模態(tài)越高越好，建議高于1 000 Hz，同時避免懸置支架模態(tài)與懸置橡膠內(nèi)部共振頻率耦合。

表6 電驅(qū)動總成懸置設(shè)計原則

為提高懸置的高頻隔振率，電動汽車懸置設(shè)計時需要盡可能減小所關(guān)心的關(guān)鍵工況下的懸置靜剛度，并控制高頻下的動靜比（須同時測試多種工況下的靜、動剛度）。另外，采用軟連接副車架，可彌補懸置隔振率不足的狀況，總體上將懸置主動端至車身的隔振率提高15 dB以上。

審核編輯：郭婷