驅動電機作為電動汽車的關鍵部件之一,其性能決定了電動汽車的主要性能指標[1]。振動噪聲特性是一個非常重要的電機評價標準,不正常的振動會加劇電機內部的摩擦,增加損耗,進而影響電機的使用壽命,還會影響乘客的乘坐舒適性[2]。

目前,為了達到成本控制、輕量化設計等要求,電機、控制器、減速器等一體化發展成為必然趨勢。三合一電驅系統具備以下優勢：結構緊湊,利于布置;質量輕,行駛能耗低;三相直連,可靠又經濟;重心下降,利于整車操控;高速傳動,帶來較高的扭矩容量和總成效率的提升[3]。相比于傳統驅動電機,三合一電驅動系統帶來了其他的振動噪聲問題,主要是電磁噪聲和機械噪聲。電磁噪聲主要由徑向電磁力產生,目前已對電磁噪聲的產生機理進行了深入研究。文獻[4]指出電磁振動是定子與轉子間徑向力、切向力的脈動引起的；文獻[5]研究了轉子不同斜極方式對電機電磁力的影響,發現轉子斜極可以有效降低徑向力波,機械噪聲主要由減速器齒輪嚙合和控制器結構振動所產生。

本文對某新型三合一電驅動系統進行振動噪聲測試,發現控制器蓋板發生共振,輻射出強烈的噪聲;提出從“源”與“接受者”(電機激勵與控制器蓋板)進行優化,通過對轉子開槽減小徑向電磁力波,通過對蓋板進行加筋與加厚處理,增加蓋板的剛度。試驗結果表明,優化后的驅動系統噪聲水平顯著降低。

1 驅動系統振動噪聲產生機理

1.1 驅動電機徑向電磁力分析

電機中,主磁通沿徑向進入氣隙,并在轉子和定子上產生徑向力,從而引起電磁振動和噪聲。作用于定子鐵芯內表面單位面積上的徑向電磁力[6]可以表示為:

(1)

其中:b(θ,t)為氣隙磁密;μ0=4π×10-7H/m;θ為空間角度;t為時間。

當忽略飽和時,氣隙磁密為:

b(θ,t)=f (θ,t) λ(θ,t)

(2)

其中:λ(θ,t)為氣隙磁導;f (θ,t)為氣隙磁勢。

在電機振動問題中,可能引起電機強烈振動噪聲的力波具有以下3個特點:① 力波的幅值較大;② 力波的階次較低;③ 力波的力型及變化頻率與結構的振型及固有頻率接近,易引起共振。由于驅動系統采用的是8極48槽永磁同步電機,主要關注定子磁場一階齒諧波與轉子諧波磁場調制出的低階次力波,其階次和頻率分別為:

n=μ±v=(2r+1)p±(p±Z1),

r=0,1,2,3,…

(3)

r=0,1,2,3,…

(4)

其中:p為極對數;Z1為定子槽數。

當r(或r+1)與Z1/2p(每極槽數)最接近時,所產生的力波最容易引起負載時電機的振動噪聲,且當電機的每極槽數為整數時,將會出現階力波,0階力波易激勵起電機的呼吸模態,發生強烈的振動。從頻率上看,力波的頻率均為2倍電網頻率。相應地,相對于轉子轉頻,徑向力波的頻率為轉子轉頻的2rp倍,即徑向力波相對于轉子轉頻的時間階次為2rp階。

1.2 減速器及控制器噪聲分析

減速器作為三合一電驅動系統的動力調節裝置,將電機的高速輸出調整為轉矩與轉速合理分配的輸出形式。齒輪傳動時,齒與齒之間不可避免地產生撞擊和摩擦,從而使齒輪產生與轉速有關的嚙合振動和噪聲。齒輪嚙合噪聲的頻率為:

(5)

其中:Z為齒輪的齒數;n為齒輪的轉速。

當齒輪嚙合的頻率與齒輪本身的某階固有頻率接近時,會激發出強烈的噪聲,齒輪嚙合產生的動負荷使軸產生變形并在軸承上引起動負荷,軸承的動負荷又傳給減速器殼體,使殼體激發出噪聲。

在三合一電驅動系統中,直接用螺栓將控制器固定在電機與減速器上,在驅動系統工作時,電機端和減速器端的振動將傳遞到控制器,尤其是剛性較弱、面積較大的上蓋板,極易響應電機端與減速器端的振動激勵,發生共振,產生強烈的振動和噪聲。

2 驅動系統振動噪聲測試分析

三合一電驅動系統的結構如圖1所示。采用米勒貝姆公司的數據采集設備和測試軟件對驅動系統進行滿載勻加速近場噪聲測試,3個振動加速度傳感器分別布置在電機殼體、減速器輸出軸和控制器蓋板,如圖2所示。

圖1 三合一電驅動系統

圖2 驅動系統近場噪聲測試

驅動系統滿載勻加速A計權聲壓級近場噪聲如圖3所示。

圖3中存在2條共振帶和4條突出的階次線,分別為5.94、11.88、22.00、48.00階。

圖3 驅動系統近場噪聲

本文驅動系統采用的是8極48槽永磁同步電機,其極對數p=4。根據上文分析可知,電機運行時會產生8倍及其整數倍的徑向電磁力波,因此48階噪聲為電機的電磁噪聲。電機輸出軸齒數與減速器各齒輪齒數見表1所列。

表1 齒輪齒數參數

對旋轉機械的噪聲常采用階次分析法,階次計算式為:

(6)

其中:f為齒輪嚙合噪聲頻率;n為參考軸轉速。以電機輸出軸轉速為參考轉速,因此電機輸出軸主動齒與減速器中間軸從動齒嚙合時噪聲的階次為:

(7)

減速器中間軸主動齒與減速器輸出軸從動齒嚙合時噪聲的階次為:

(8)

其中:Z1為電機輸出軸主動齒;Z2為減速器中間軸從動齒;Z3為減速器中間軸主動齒。

因此,5.94階噪聲為減速器中間軸主動齒與減速器輸出軸從動齒的嚙合噪聲;11.88階噪聲為減速器中間軸主動齒與減速器輸出軸從動齒嚙合噪聲的2次諧波;22.00階噪聲為電機輸出軸主動齒與減速器中間軸從動齒的嚙合噪聲。

利用錘擊法測得蓋板自由模態的一階彎曲頻率為712.3 Hz,二階彎曲頻率為1 213.5 Hz,其一階彎曲振型和二階彎曲振型如圖4所示。圖3中存在2條突出的共振帶,其頻率為680～750 Hz、1 200～1 450 Hz,蓋板的一階彎曲頻率和二階彎曲頻率恰好位于共振帶頻率段內,可見電機端及減速器端的振動激勵起控制器蓋板的彎曲模態,發生共振,噪聲幅值明顯增大。

圖4 蓋板一階、二階彎曲振型

采用的加速度傳感器為三向加速度傳感器,對比每個傳感器所測得的振動加速度幅值最大的方向,結果如圖5所示。

蓋板的Z向振動加速度整體上大于電機殼體和減速器的振動加速度,并且在轉速7 330、5 550、3 770 r/min處存在3個峰值,這3個速度點均位于共振帶中噪聲幅值較大的速度段內,此時蓋板振動所輻射的噪聲為驅動系統工作時噪聲的主要貢獻量。振動噪聲分析常采用“源路徑接受者”的模型進行分析,三合一電驅動系統由于結構緊湊、傳遞路徑簡單,從“源”與“接受者”(電機激勵與控制器蓋板)進行優化更加高效可靠。

圖5 振動加速度幅值對比

3 激勵源優化

驅動系統運行時,激勵源主要來自永磁電機的徑向力波。在Maxwell中建立驅動系統所采用電機的二維電磁模型,如圖6所示。仿真參數設置見表2所列,仿真時長為1個電周期(電機每轉包含4個電周期),其中繞線方式為雙層鏈式。

圖6 電機電磁仿真模型

仿真得到電機徑向電磁力波,力波存在空間與時間上的變化,對其進行二維傅里葉變換,得到徑向電磁力波的時空分布,如圖7所示。

表2 電磁仿真參數設置

圖7 徑向電磁力波二維分解

為減小電機徑向電磁力波,需對轉子進行再設計。對轉子進行周向開槽,如圖8所示,在一定程度上可減小氣隙磁密,進而減小徑向電磁力波。

圖8 轉子開槽示意圖

對開槽后的電機模型進行有限元分析,得到電機的徑向電磁力波,如圖9所示。從圖9可以看出,對驅動系統振動噪聲影響最大的0階48倍頻徑向電磁力波幅值降低了11.8%。

圖9 轉子開槽電機徑向電磁力波

4 控制器蓋板優化

抑制蓋板結構振動的有效方法是增加蓋板剛度,提高其固有頻率。薄板的彎曲剛度為:

(9)

其中:E為彈性模量;h為薄板厚度;μ為泊松比。

四邊簡支矩形板的第(m,n)階固有頻率[7]為:

(10)

其中:a、b為矩形板邊長;ρ為密度。

對于板的共振來說,一般低階的彎曲模態占主導作用。增加板的剛度,板的固有頻率隨之升高,共振峰響應向高頻推移,能量響應峰值也有所降低[8],為此對蓋板進行周向加筋并增加厚度。

為了提高蓋板的固有頻率,需要對其進行形貌優化,得到較優的加筋布置方案。用一個max模型來描述線彈性結構的固有頻率最大化問題,對設計區域進行有限元離散化后的形貌優化模型的數學表達為:

(11)

其中:j=1,2,3,…;β為標量因子,用于約束每階固有頻率的平方均小于β;ρe為單元材料的相對密度,其數值為0～1;NE為單元總數;特征值λj=ωj2為結構第j階固有頻率的平方,滿足結構振動的廣義特征值方程、即約束中第1式;φj為第j階振型模態,滿足關于結構質量矩陣M的正交歸一化條件，即約束中第2式。

采用ABAQUS對蓋板三維數模根據數學模型進行形貌優化處理,得到具有更高固有頻率的結構模型,如圖10所示。因為得到的形貌優化模型較為復雜,不滿足工程實際需要,所以根據形貌優化的三維模型來進行優化加筋布置,從而得到形貌優化的最終結構,如圖11所示。

圖10 形貌優化前、后對比

圖11 周向加筋結構模型

在結構的形貌一定時,結構的尺寸往往對結構的性能有顯著影響,對于厚度不同的加筋板,在改變板厚使結構體積增加時, 彎曲剛度會隨著板的厚度增加呈現一種增大的趨勢[9]。原始蓋板的厚度為3 mm,加厚蓋板的厚度為4、5 mm,采用ABAQUS對不同厚度加筋蓋板樣件進行自由模態仿真分析,得到優化樣件的前2階彎曲模態的頻率及前2階彎曲模態的振型云圖,如圖12所示。采用錘擊法對樣件進行自由模態測試,得到前2階彎曲模態的頻率。仿真與測試結果見表3、表4所列。

圖12 蓋板一階、二階彎曲仿真云圖

表3 有限元模態仿真結果

表4 錘擊法模態測試結果

由表3、表4可知，采用有限元仿真和錘擊法得到的模態固有頻率數據具有較好的一致性。

為了進一步定性驗證優化方案對振動的抑制效果,對不同厚度的加筋板模型的中心點加載單位簡諧激勵,對加筋板模型的螺栓孔采用完全約束,得到不同厚度加筋板模型的中心點對激勵的振動響應頻譜圖,如圖13所示。

圖13 振動響應頻譜圖

從圖13可以看出,在700 ～1 300 Hz段,優化方案的振動幅值明顯降低,但厚度為4 mm的加筋板與5 mm的加筋板效果相差不大。

5 測試試驗

對優化后的驅動系統進行振動噪聲測試,測試結果如圖14所示。

圖14 優化前、后驅動系統的振動測試結果

由圖14可知,在裝有5 mm加筋蓋板與新轉子結構的驅動系統近場噪聲彩圖中,圖3中的2處共振帶不再出現;對比優化前后的測試數據可以看出,蓋板的法向振動加速度有所降低,在最大峰值處優化效果顯著;驅動系統的噪聲整體優化效果顯著,并且在轉速7 330、5 550、3 770 r/min處噪聲幅值大幅降低,其中采用新轉子結構與5 mm加筋蓋板的驅動系統的噪聲整體下降約13.3 dB。

6 結 論

本文對某新型三合一電驅動系統進行了振動噪聲測試分析,發現電機端和減速器端的振動激勵起控制器蓋板的彎曲模態引起蓋板強烈振動和噪聲;提出了一種通過減小電機徑向電磁力波與改進控制器蓋板結構來優化三合一電驅動系統噪聲水平的方法,并進行了試驗驗證,結果驅動系統噪聲顯著降低。研究得出以下結論:

(1) 較大面積的蓋板類結構易響應系統的振動激勵,引起結構的共振,從而輻射較大的噪聲。

(2) 通過轉子開槽可減小電機徑向電磁力波,改變蓋板厚度及加筋處理能有效增強蓋板類結構剛度、提高固有頻率、抑制結構振動,顯著改善噪聲水平。

(3) 當蓋板厚度相同時,形貌優化能顯著改善結構振動噪聲響應;但當加筋板厚度增加時,對噪聲的優化效果會有所降低。