作者：劉祥環(huán)丨中南大學(xué)?

隨著純電動(dòng)汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，電驅(qū)動(dòng)總成的集成程度越來越高，國內(nèi)零部件廠商的“二合一”“三合一”“六合一”的驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)總成都陸續(xù)面世。在給整車客戶帶來快速方便的動(dòng)力匹配的同時(shí)，電驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)一直存在的問題及產(chǎn)生的原因也越來越復(fù)雜，這其中就包括動(dòng)力總成的NVH、效率及綜合耐久性問題等。

電驅(qū)動(dòng)總成嘯叫原因分析

純電動(dòng)汽車電驅(qū)動(dòng)總成通常由電機(jī)和減速器組成，多采用永磁同步電機(jī)加兩級減速器的組合形式。電驅(qū)動(dòng)總成存在嘯叫的原因復(fù)雜，主要包括：電機(jī)電磁激勵(lì)、減速器系統(tǒng)共振和電驅(qū)動(dòng)總成系統(tǒng)耦合模態(tài)共振等。結(jié)合某型號電驅(qū)動(dòng)總成在整車試驗(yàn)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(dòng)力總成進(jìn)行仿真分析，找出動(dòng)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(lì)源。

圖1 某型號驅(qū)動(dòng)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(dòng)總成整車搭載NVH測試客戶反饋的試驗(yàn)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(shí)，電驅(qū)動(dòng)總成第22階存在共振嘯叫問題，根據(jù)電驅(qū)動(dòng)總成的結(jié)構(gòu)，基本可以確定是驅(qū)動(dòng)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(dòng)總成產(chǎn)品建立MASTA分析模型，如圖3所示。電驅(qū)動(dòng)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(dòng)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(jì)算結(jié)果是滿足設(shè)計(jì)要求的，且傳遞誤差的頻域幅值也不大，說明驅(qū)動(dòng)總成第22階的階次激勵(lì)其實(shí)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(lì)與系統(tǒng)固有頻率存在多個(gè)潛在共振點(diǎn)。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(dòng)過程中動(dòng)態(tài)響應(yīng)能過大，占到系統(tǒng)動(dòng)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(dòng)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(dòng)總成MASTA分析模型

表1 減速器傳動(dòng)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(dòng)結(jié)果

圖9 殼體輸出軸處的動(dòng)態(tài)響應(yīng)

由圖9可知，在651.1 Hz時(shí)殼體在輸出端前軸承處的動(dòng)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(dòng)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(huì)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(dòng)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(dòng)態(tài)響應(yīng)由1.744 μm下降到0.670 8 mm，在整車試驗(yàn)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(dòng)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(dòng)態(tài)響應(yīng)（651.1 Hz）

減速器總成裝車測試

為驗(yàn)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(yàn)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(yàn)證。

通過驗(yàn)證可知，2 000～4 000 r/min轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，振動(dòng)降低明顯，與車內(nèi)噪聲趨勢一致，4 000 r/min以上，因試驗(yàn)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(jià)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(gè)電驅(qū)動(dòng)總成項(xiàng)目客戶反饋存在NVH嘯叫問題，利用MASTA軟件對電驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)總成進(jìn)行有限元計(jì)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(yàn)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(dòng)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(gè)零部件的調(diào)整會(huì)影響整個(gè)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(dòng)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(dòng)激勵(lì)源，從根本上解決NVH嘯叫問題。

審核編輯：湯梓紅