一種基于V模型下針對三合一電驅總成的NVH優化型研發方案
2021年11月25日 19:38瀏覽：2775 收藏：7
摘要:
本文針對新能源車用三合一電驅總成NVH系統研發，提出了一種基于V模式的優化型研發方案。
通過建模與仿真不僅復現了電磁力和齒輪嚙合剛度波動從激勵源到傳遞路徑(三合一電驅總成的結構)再到振動、噪聲響應上的表現，而且追溯到了非聲源的控制器的平板金屬部件是噪聲放大的主要原因。
針對該現象，通過拓撲優化提升固有頻率300~500 Hz，使平板件的噪聲由結構噪聲傳遞為主向空氣噪聲傳遞為主轉變，再加上聲學包裹等措施，綜合性的降低噪聲10~20 dB (A)。
建模與仿真、測試和優化通過這種基于V模式的優化方案有機的結合到一起，節省了在子系統所占用的開發時間和開發成本。
關鍵詞:
V模型
；NVH (噪聲、振動及聲振粗糙度)
；電驅動
；MBS (多體動力學)
；電磁噪聲
；齒輪嚙合
；拓撲優化
；PEU (控制單元)
；ODS (工作變形分析)
；
新能源汽車運行時，驅動總成的部分能量會以電磁噪聲和齒輪嚙合噪聲的方式通過自身的結構路徑及周圍的空氣路徑傳遞出來。這三類分總成在機械性能上的較大差異使得三合一電驅總成NVH性能開發成為一項復雜的系統工程開發。
綜合新能源電驅總成NVH特性、汽車零配件開發體系復雜的特點和量產開發時間的限制，在系統集成開發上，通常會通過引入開發模型來指導產品研發，常見的有瀑布模型、螺旋模型、快速原型模型和V模型等等。
鑒于V模型本身的開發、驗證的對稱性和廣泛應用于系統工程的經驗，本文提出了一種基于V模型下針對三合一電驅總成的NVH優化型研發方案來指導新能源汽車三合一電驅動總成的研發。
Forsberg等 [
1
] 在1990年為系統開發提出一套V模式開發方法，從系統需求出發到系統驗證結束。在其需求定義及概念設計端，通過分解來得到子系統甚至到單元組件的需求。同時，在該模型的另一側通過逐漸升級的驗證，最終滿足整個系統開發需求的驗證。
針對更為復雜的新能源汽車三合一電驅總成，本文提出了一種基于V模型的優化型研發方案，見
圖1
。
Figure 1. A based on V-model research and development optimizing strategy
該方案從仿真建模出發復現了電機電磁力和齒輪嚙合剛度波動在整個傳遞路徑上的振動、噪聲響應的表現，從系統級仿真結果，即ODS運行變形直接反映了聲源雖然是在電機和齒輪箱內，通過傳遞路徑，噪聲和振動在控制器的平板金屬件上提現一個較為明顯。在這基礎上，通過對部件進行拓撲優化提升約300~500 Hz，迫使其結構噪聲傳聲為主的形式轉變為空氣傳聲，同時，采用聲學包裹，以這樣一種綜合手段來達到降低噪聲約10~20 dB (A)。該優化方案將建模與仿真和驗證優化有機結合在一起，節約了子系統開發時間和開發經費。
新能源汽車三合一動力總成NVH仿真主要激勵源來自減速箱齒輪嚙合以及電機電磁激勵。本文以某款三合一動力總成為研究對象，它由單檔減速器，48槽8極永磁同步電機和控制器組成，建立永磁同步電機和減速器的三合一動力總成有限元模型，分別通過施加電磁力和齒輪扭矩，進行多物理場耦合振動噪聲分析。
M(x)ˉˉˉˉˉˉˉˉˉˉˉˉˉˉˉˉˉˉx¨?Qv?CTxλ=FM(x)ˉˉx¨?Qv?CxTλ=F(1)
式中： M(x)M(x) 是其質量方程；C是坐標相關的限制條件； λλ 是拉格朗日乘數； QvQv 二次速度矢量。
建立聲學模型之前，首先必須建立減速箱齒軸的剛柔耦合分析的多體動力學模型，在Simcenter 3D仿真環境中，齒輪和軸被作為剛體建模，動力總成殼體根據Craig等 [
2
] 提出的用于動力學分析結構的耦合方法來作為柔性體建模。通過多體動力學仿真，我們可以得到動力總成受到齒輪激勵下的瞬態振動情況，便于進一步進行聲學仿真分析。如
圖2
所示。首先根據模型實際參數，依次完成軸系建模，齒輪建模，齒軸是參數化的剛體(輸入軸齒輪1齒數為31，中間軸齒輪2齒數為20，中間軸齒輪3齒數為80，輸出軸齒輪4齒數為77)。通過兩級齒輪副減低轉速增大輸出扭矩。此外殼體，電機冷卻水套以及定子根據材料屬性建立有限元柔性體。模型中齒軸剛體和殼體柔性體之間由軸承模型連接，仿真模型一共包含8個軸承，分別位于電機軸，輸入軸，中間軸和差速器輸出軸兩側。傳動系統由于齒輪嚙合，通過軸承將產生的振動作用在殼體上，從而產生振動噪聲。如
圖3
所示，動力學仿真基于POT工況(1000~8000 rpm升速工況)，其中輸入軸施加電機轉速，輸出軸根據齒輪速比施加相應扭矩，殼體懸置點施加約束。
Figure 2. Multi body simulation model
Figure 3. Simulation load condition
通過動力學仿真計算可得到殼體軸承在仿真工況下由齒輪嚙合激勵所受時域載荷。
圖4
展示了差速器軸承處載荷時域曲線。
Figure 4. Differential bearing load in time domain
由于Simcenter3D軟件基于電磁力的聲學仿真要求在頻域下計算，那么由多體動力學剛柔耦合分析計算的動態時域載荷必須經過傅里葉變換得到頻域載荷才能施加到后續聲學模型之中。整個聲學仿真模型，主要有三部分組成：第一，傅里葉變換后頻域下的軸承激勵加載在殼體軸承座表面結構網格凝聚節點處，如
圖5
，
圖6
所示；第二，計算殼體結構體的自由模態結果，如
圖7
所示；第三，在殼體結構體
Figure 5. Bearing coupling nodes distribution
Figure 6. Bearing load in frequency domain
Figure 7. Modal simulation result
外建立聲學網格，并且設置聲場麥克風測點，用于記錄仿真結果。其次計算殼體網格表面到外部聲場麥克風測點的聲學傳遞向量(ATV)結果，如
圖8
所示，該傳遞函數體現了麥克風測點的壓強與殼體表面振動的關系。對于多轉速的計算工況，整個聲學仿真只需要計算一次聲學網格的傳遞函數。最后進行聲學仿真得到聲場麥克風測點的聲壓結果。
Figure 8. Acoustic transfer vector
圖9
展示了控制器上方0.1 m處麥克風測點的聲壓結果瀑布圖。在齒輪嚙合激勵作用下，二級齒輪嚙合7.75階和一級齒輪嚙合31階的聲壓在中高轉速區域(5000~7000 rpm)比較突出。其中7.75階對應的頻率在646 Hz到904 Hz之間，31階對應的頻率在2583 Hz到3617 Hz之間，說明殼體在此頻率區間的固有模態會引起較大的共振。
Figure 9. Acoustic pressure result of microphone measure point above PEU (0.1 m)
圖9
. 控制器上方(0.1 m)麥克風測點聲壓結果
永磁同步電機是通過定子繞組電流產生的氣息旋轉磁場與轉子永磁磁場相互作用，產生轉矩。氣隙磁場中，也產生作用于定子鐵芯的電磁力波，通過傳遞引起整個鐵芯與殼體的結構振動，并向外輻射噪聲。根據麥克斯韋定律，可以得到單位面積的徑向電磁力和單位面積的切向電磁力，即：
Fn=B2n?B2t2μ0Fn=Bn2?Bt22μ0
式中： μ0μ0 代表磁導率； BnBn 代表徑向磁通密度； BtBt 代表切向磁通密度； FnFn 代表單位面積徑向電磁力； FtFt 代表單位面積切向電磁力。其中徑向電磁力是引起電機定子和殼體產生振動的主要因素，切向電磁力影響相對較小。電磁力可通過電磁仿真軟件計算，并施加在電機定子鐵芯齒部。
電磁激勵下的聲學仿真也主要有三個部分，除了殼體結構體的自由模態結果和結構體表面到外部聲場麥克風點的聲學傳遞向量結果。如
圖10
和
圖11
所示，還需在電機定子齒面映射傅里葉變換后各轉速頻域下的電磁力激勵。然后利用聲學網格的傳遞函數，進行聲學仿真得到聲場麥克風測點的聲壓結果。
Figure 10. Electric magnetic force in frequency domain
Figure 11. Electric magnetic force mapping on mesh
圖12
展示了控制器上方0.1 m處麥克風測點的聲壓結果瀑布圖，其中24和48階在高速區間(6000~8000 rpm)的聲壓比較突出。
Figure 12. Acoustic pressure result of microphone measure point above PEU (0.1 m)
圖12
. 控制器上方(0.1 m)麥克風測點聲壓結果
通過仿真中的ODS分析，控制器的平板件在工作運行狀態下表現出相對較為明顯的變形，其主要原因是這些沖壓平板件結構薄弱，一階約束下的固有頻率都低于800 Hz，見
表1
。在振動噪聲傳遞中，它們體現主要為結構傳聲為主導的噪聲傳遞，在后期很難通過一些隔聲的聲學包裹策略來減低該噪聲，因此在這里采用了拓撲優化方法來提升其固有頻率。
Table 1. Improvement of eigenfrequency
以上蓋板為例，見
圖13
，對初始設計仿真發現其固有頻率在516 Hz，然后通過填補材料提升至845 Hz，然后優化材料質量分布，最終可以實現其固有頻率達到806 Hz，即超過800 Hz的目標。
Figure 13. Topology optimization of upper cover plate
通過拓撲優化的方法，將三合一電驅動總成的主要噪聲放大部件由結構噪聲傳遞為主導轉變為空氣噪聲傳遞為主導之后，采用聲學包裹方案，可以最大程度的提升降低噪聲傳遞的效果。
Figure 14. Comparison of initial state, stiffness improvement and acoustic package combined with stiffness improvement
圖14
. 初始狀態、剛度加強和聲學包裹配合剛度加強下的對比
從
圖14
中可見，通過先提升固有頻率再做聲學包裹的綜合方案，控制器上蓋板的測點聲壓級下降約10~20 dB (A)。
三合一電動力總成的NVH性能驗證通過在半消聲實驗室的環境中，對其主要的行車工況：小油門、中油門、大油門和制動能量等多種工況進行考核。通常采用5點法布置傳聲器，分別考察近場10 cm和遠場1 m處的聲壓，見
圖15
。
Figure 15. Shanghai Electric 160 kW EDS in Anechoic laboratory of CATARC
圖15
. 上海電氣160 kW電動力總成在中汽研半消聲實驗室
通過在中油門工況下采集近場聲壓數據，后處理成為瀑布圖，可以觀察到三合一電驅總成各個聲源階次的分布，見
圖16
。
Figure 16. Noise characteristic of EDS
由于是二級減速，共有兩組齒輪嚙合，產生7.75和31階次嚙合及其諧波階次的噪聲。電機主要產生24和48階次噪聲。控制器的變頻噪聲主要表現在基于載波頻率10 kHz的階次。以電機電磁力階次為例，見
圖17
，總壓級的部分峰值點是主要由階次噪聲貢獻的。
Figure 17. Overall noise sound pressure and order contribution
在相同工況下通過聲源定位測試，同樣發現一級齒輪嚙合31階噪聲和48階電磁噪聲在控制器上蓋位置較為明顯，同仿真ODS分析結論一致，見
圖18
和
圖19
。
Figure 18. 31th order noise source localization
Figure 19. 48th order noise source localization
本文介紹了一種基于V模型下針對三合一電驅總成的NVH優化型研發方案，首先通過仿真和建模還有測試上找到了對應的階次噪聲，并分析其基理從而進行產品優化，下一步可以把電磁激勵和齒輪激勵源耦合在一起進一步完善建模和仿真流程。
技術鄰APP
工程師必備
