纯电动汽车电驱动总成NVH分析与优化研究

作者：刘祥环丨中南大学 

随着纯电动汽车产业的发展，电驱动总成的集成程度越来越高，国内零部件厂商的“二合一”“三合一”“六合一”的驱动系统总成都陆续面世。在给整车客户带来快速方便的动力匹配的同时，电驱动系统一直存在的问题及产生的原因也越来越复杂，这其中就包括动力总成的NVH、效率及综合耐久性问题等。

电驱动总成啸叫原因分析

纯电动汽车电驱动总成通常由电机和减速器组成，多采用永磁同步电机加两级减速器的组合形式。电驱动总成存在啸叫的原因复杂，主要包括：电机电磁激励、减速器系统共振和电驱动总成系统耦合模态共振等。结合某型号电驱动总成在整车试验过程中，客户发现存在结构共振问题，本文主要通过MASTA软件分析，对动力总成进行仿真分析，找出动力总成出现结构共振的原因，并加以修正。

在整车搭载NVH测试过程中，可通过LMS数据采集前端采集车内近场噪声数据，将采集到的数据通过LMS Test.Lab数据分析软件对近场噪声进行噪声阶次分析，找出发生啸叫的对应阶次，再通过啸叫噪声阶次分析，判断啸叫噪声的激励源。

图1 某型号驱动总成车内噪声瀑布图

图2 第22阶阶次噪声图

本文针对的某型号电驱动总成整车搭载NVH测试客户反馈的试验数据如图1所示。经客户反馈，在整车WOT工况下，输入端转速在1 600～2 000 r/min（586.6～ 733.3 Hz）之 间 时，电驱动总成第22阶存在共振啸叫问题，根据电驱动总成的结构，基本可以确定是驱动总成中的减速器高速级产生的噪声。

由图2可知，总成第22阶噪声在2 000 r/min左右存在明显突变；由图1可以看出，总成除第22阶外，在696 Hz附近其他阶次噪声的系统共振响应明显，由此判断，总成在696 Hz附近，存在有系统结构共振，需要调整系统结构来改善这一情况。

减速器总成阶次噪声分析

      1.MASTA减速器分析模型的建立

根据电驱动总成产品建立MASTA分析模型，如图3所示。电驱动总成齿轮参数见表1。

2.MASTA软件分析系统模型

在软件中输入齿轮副的宏观参数及微观修形后，通过MASTA软件仿真，得到该电驱动总成高速级齿轮副在整车WOT工况下的传递误差，如图4所示。高速级齿轮副传递误差的傅里叶变换结果如图5所示。在整车WOT工况下，高速级齿轮副传递误差的峰值计算结果是满足设计要求的，且传递误差的频域幅值也不大，说明驱动总成第22阶的阶次激励其实并不算大，产生啸叫问题的原因应该是存在系统共振。

分析系统耦合模态，其结果如图6、图7所示。在1 000～2 000 r/min范围内，第22阶激励与系统固有频率存在多个潜在共振点。其中，系统耦合模态的第13阶（651.1 Hz）在本次啸叫范围内，可确定为问题频率。

3.问题零部件及改进方案

通过MASTA软件仿真结果，对系统耦合模态第13阶（651.1 Hz）进行分析。由图8可知主要问题零部件为中间轴高速级大齿轮在传动过程中动态响应能过大，占到系统动态响应能的40%以上。针对问题零部件分析，发现高速级大齿轮的齿轮腹板刚度不够，变形量较大，导致齿轮啮合出现偏载、壳体在输出轴处动态响应过高，其仿真结果如图9所示。

图3 某电驱动总成MASTA分析模型

表1 减速器传动齿轮副宏观参数

图4 高速齿轮副传递误差（差峰峰值：0.839 mm）

图5 高速级齿轮副传递误差傅里叶变换（幅值：0.365 4 mm）

图6 系统耦合模态

图7 系统耦合模态结果

图8 系统耦合模态第13阶振动结果

图9 壳体输出轴处的动态响应

由图9可知，在651.1 Hz时壳体在输出端前轴承处的动态响应幅值达到了1.744 mm。针对以上情况，考虑增加高速级大齿轮腹板厚度，分别取增厚5 mm和10 mm进行仿真对比，主要分析壳体在输出端轴承座处的动态响应，结果见表2。

结合数据进行分析，可知增加高速级大齿轮腹板厚度之后，系统的刚度会有明显的改善，在651.1 Hz频率上，壳体在输出端前轴承处的动态响应有明显的改善。其中，腹板厚度增加5 mm，壳体在输出端前轴承处的动态响应由1.744 μm下降到0.670 8 mm，在整车试验标准中已经达到标准要求。

考虑到整车对于电驱动总成NVH性能的要求及总成零部件的制造成本，确定将高速级大齿轮腹板厚度增加5 mm。

表2 壳体输出端前轴承座处动态响应（651.1 Hz）

减速器总成装车测试

为验证上述产品优化结果及软件分析结果的正确性，我们将优化后的总成产品进行装车测试，并将测试结果与优化前的测试结果进行对比。在整车WOT工况下，主观测试优化后的减速器装车噪声试验效果明显要优于优化前。通过客户LMS数据采集前端采集车内近场噪声数据，将采集到的数据通过LMS Test.Lab数据分析软件对近场噪声进行噪声阶次分析，对装车结果进行验证。

通过验证可知，2 000～4 000 r/min转速范围内，振动降低明显，与车内噪声趋势一致，4 000 r/min以上，因试验车辆转速上升速率不一致，故不做对比。整车起步到2 000 r/min区间内，改善效果并不明显。

从客户两次测试的对比数据中并未发现第22阶噪声曲线图在650 Hz左右存在结构共振，但是从车内噪声主观评价上来说，1 600 ～ 2 000 r/min转速范围内的啸叫问题确有改善。

结论

本文通过我公司某个电驱动总成项目客户反馈存在NVH啸叫问题，利用MASTA软件对电驱动系统总成进行有限元计算分析，并找到对应的解决方案。该方案虽然解决了客户提出的阶次噪声超标的问题，但是并没有很好地解决低频啸叫的问题，试验方法和分析方法仍需要进一步优化。我们仍然可以得到以下结论，供同领域的研究人员参考：

1）电驱动总成因集成度高，使得系统的耦合模态发生改变，使总成NVH问题变得更加复杂。

2）总成某个零部件的调整会影响整个系统的耦合模态。

3）可通过提高某些零部件的刚度来降低系统的动态响应，解决部分因传递路径而引起的NVH啸叫问题。

4）调整系统刚度只是从噪声传递路径上减小NVH啸叫问题，传递误差才是解决NVH问题的关键，降低齿轮副工作过程中的传递误差才能够减小振动激励源，从根本上解决NVH啸叫问题。

审核编辑：汤梓红