Automobile Technology

电动汽车三合一驱动系­统振动噪声分析与优化

……………………………………………………… 林巨广 马登政 (

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【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U468.4;TM351 A 10.19620/j.cnki.1000-3703.20200116中图­分类号: : 文献标识码: DOI:

NVH Analysis and Optimizati­on of Electric Vehicle Triad Drive System

Lin Juguang, Ma Dengzheng

Hefei University of Technology, Hefei 230009) (

Abstract In order to improve the operation environmen­t of motor controller and NVH in electric vehicle triad drive【 】system, the optimizati­on measures are proposed to isolate the vibration for controller based on operationa­l transfer path analysis and system NVH characteri­stic tests. Firstly, the NVH characteri­stics of PMSM and reducer in the system are analyzed with electromag­netic simulation and order tracking theorem; Combined with the operationa­l transfer path analysis, the main vibration stimulus source of the controller and its transfer path in triad drive system are identified, and the optimizati­on measures are proposed to add double- stage vibration isolation system; Finally, the drive system NVH is tested before and after optimizati­on. The results show that the vibration isolation measures are effective in improving the working environmen­t of the controller and the system NVH performanc­e. Key words: Triad drive system, PMSM, Order tracking, OTP, Double- stage vibration isolation system【引用格式】林巨广, 马登政.电动汽车三合一驱动系­统振动噪声分析与优化[J]. 汽车技术, 2021(3): 20-25. LIN J G, MA D Z. NVH Analysis and Optimizati­on of Electric Vehicle Triad Drive System[J]. Automobile Technology, 2021 (3): 20-25.

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

21 48试验的基础上,分析发现总成 阶和 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1中电驱三合一总­成中永磁同步电机主要­参数如表所示。

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]:

Fn(θ,t)=b2(θ,t)/( 2μ0) 1)

μ0= 4π×10- H/m式中,为空间角度;为时间; θ t 7 为真空磁

b(θ,t)

导率; 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:

b(θ,t)=f(θ,t)λ(θ,t) 2)

f(θ,t) λ(θ,t)

式中, 、 分别为气隙磁势和磁导。

8 48

对于本文研究的 极 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: υ=( 6j+1) p, j=± 1,±2,… 3)

( μ=( 2r+1) p, r= 1,2,… 4)

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: n1=υ+μ= 2p(3j+ r+ 1), j=± 1,±2,…, r= 1,2,… 5)

( n2=υ-μ= 2p(3j- r), j=± 1,±2,…, r= 1,2,… 6)

(径向电磁力波引起的电­机振动和噪声与力波幅­值

5) 6)

和阶次有关。由式( 和式( 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

4

水平与电磁力阶次的 次方成反比[5],故本文只考虑空

0 8

间阶数为 阶和 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

Maxwell 1/8

在 中建立 电机二维有限元电磁仿­真模1

型,如图 所示。根据电机路谱试验数据­得到仿真电流的大小和­角

4 100 r/min, 310 N·m 1/8

度,在转速 转矩 的工况下对 电机模型进行仿真,得到时空上周期性分布­的径向电磁力

2

波,如图 所示。

MATLAB

用 将电磁力波进行二维傅­里叶变换,电3

磁力波时空分布结果如­图 所示。3 0 12

从图 可以看出,阶电磁力存在 倍频的谐波分

1 4

量。仿真时长为 个电周期,电机每转包含 个电周

48

期。电磁力理论分析结合仿­真结果表明,电机 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

2

生。本文采用的减速器主要­参数如表 所示。

由阶次跟踪定理[7]可知:

Oord=fv/nv 7) (式中, Oord为阶次; fv为传动轴旋转频率; nv为输入转速。7)

由式( 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

21 4 5

法向振动加速度和 阶振动加速度如图 、图 所示。4 5 683.14 r/min

由图 可知 ,控制器盖板在 、

6 555.23 r/min 7 950.58 r/min 10 905.01 r/min

、 和 时法向

42.86 m/s2 41.31 m/s2 44.17 m/s2

加速度分别为 、 、 和

48.81 m/s2, 5 21 48

结合图 可以确定减速器 阶和电机 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

Operationa­l Transfer Path

工况传递路径分析(

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: ΣΣ

= n + m 8)

P Tf TQ ( i i k k

i =1 k =1

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。

8)

将式( 改写成矩阵形式[9]: Y= 9)

TX (式中, Y为响应矩阵; T为传递率函数矩阵; X为激励矩阵。

9) XT,

式( 右乘 得到: YXT= TXXT 10)

T=(YXT)(XXT)- 1= 11) GxyGxx -1 (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。

OTPA

为克服 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:

X= 12) UΣV T (式中, UV、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]。11) 12)

由式( 和式( 可得: T= 13) T UΣV TY T (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: = x͂ 14) T yki T ( ki i式中, yki为传递路径i对­目标点k的贡献。OTPA

采用 理论构建电驱三合一方­案中电机和减6

速器到电机控制器的传­递路径模型,如图 所示。6

图 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

7

速度和被动端加速度如­图 所示。

7 7 879.23 r/min

由图 可知,在 转速下,主、被动端法

56.37 m/s2 37.49 m/s2

向加速度分别为 和 。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

5

析,隔振前电机控制器和电­机、减速器共有 处螺栓连

5接,在不同振动量级下呈现­较明显的非线性[11]。由图

21 48

可知,电机控制器以 阶和 阶振动为主要振动。双

2

层隔振系统在 层隔振的弹性元件之间­夹装一块中间

2

质量块,利用层弹性元件的刚度­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

8

果[12]。双层隔振系统力学模型­如图 所示。8

图 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: m1ẍ1 + c1( ẋ1 - ẋ 2)+ k1( x1 - x2)= fe

( m1ẍ1 + m2 ẍ + c2 ẋ + k2 x2 = fe 15)

2 2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,

8 Hz,

应使垂向频率控制在 以保证总成安装稳定性[14]。根据公式:

ω = k mg = 2πf ( 16)可得:

k=( 2πf) 2×mg 17)

(式中,为隔振系统固有频率; f mg为隔振对象质量; k为隔振器总刚度。m1≈ 10 kg, fd= 8 Hz,

电机控制器质量 垂向频率 由式17) k1≈ 2.6×104 N/m,

( 可得,上层隔振器垂向动刚度 单kd=k1/ 3≈8.7×103 N/m

个隔振器垂向动刚度 。设隔振器

λ =2.5,

动刚度与静刚度比值 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

μv= 0.6,

隔振对象质量) 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,

3 9

对其中 处增加双层隔振器,隔振器位置如图 所示。

4 试验验证

310 N · m

对样机加满载 、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

3

机控制器盖板、隔振主动端和隔振被动­端分别布置

10 cm

个加速度传感器,麦克风置于控制器上方 处,如

10

图 所示。

10图 传感器位置

A 11

三合一驱动总成近场 计权噪声瀑布图如图 所

11 21 48

示,由图 可以看出,减速器 阶和电机 阶噪声明

4.00 kHz 5.51 kHz

显,在 和 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

12

体法向振动加速度如图 所示,增加双层隔振器前、后

13

控制器盖板法向加速度­如图 所示。

12

由图 可知,增加控制器隔振显著降­低了由隔振

13

主动端传递到隔振被动­端的振动能量,由图 可知,隔

2 000 r/min

振前、后,控制器盖板振动在 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

A 14

近场 计权噪声如图 所示。

11 14

通过图 和图 对比可知,增加双层隔振系统

21 48

后,总成阶次噪声明显降低,阶次噪声改善,总

Overall) 21 48 A

成近场总声压级( 、 阶和 阶 计权噪声如

15~ 17

图 图 所示。15~ 17 Overall

由图 图 可知,总成 近场噪声声压级

5 dB(A) 6 879 r/min

平均降低 左右,在 时控制器盖板加

5 dB(A),

速度变化幅值小,且总成声压级较隔振前­上升

48 5 503 Hz, 0

此时对应 阶频率为 这是电机 阶呼吸模态

0 48 13

与 阶电磁力 倍频共振引起的。但由图 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。

3 500~7 000 r/min,48

综合分析,在电机常用转速范围

21 48

阶噪声峰值下降, 阶噪声明显改善。特别地, 阶噪

6 000 r/min 8 dB(A),

声在 以下峰值噪声降低约 减速器

4 500 r/min

输入轴一阶噪声在 以上峰值噪声声压级降

10 dB(A)

低 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

21 48

机控制器振动能量的传­递,且对总成 阶和 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

NVH

控制器工作环境和总成 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,

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图 双层隔振器位置
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