徐忠四， 王經(jīng)常， 高立新， 倪紹勇， 杜文建

(1. 中北大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院， 山西 太原 030051； 2. 奇瑞新能源汽車技術(shù)有限公司， 安徽 蕪湖 241002；3. 奇瑞汽車股份有限公司產(chǎn)品開發(fā)管理中心， 安徽 蕪湖 241009 )

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增程式電動(dòng)車懸置系統(tǒng)優(yōu)化及NVH性能測(cè)試

徐忠四1， 王經(jīng)常2， 高立新2， 倪紹勇2， 杜文建3

(1. 中北大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院， 山西 太原 030051； 2. 奇瑞新能源汽車技術(shù)有限公司， 安徽 蕪湖 241002；3. 奇瑞汽車股份有限公司產(chǎn)品開發(fā)管理中心， 安徽 蕪湖 241009 )

摘要:為了改善增程式電動(dòng)車的NVH 性能， 采用四點(diǎn)襯套式懸置系統(tǒng)支撐該電動(dòng)車的動(dòng)力總成， 同時(shí)設(shè)計(jì)了兩種匹配方案. 原車狀態(tài)的設(shè)計(jì)方案存在較嚴(yán)重的振動(dòng)耦合現(xiàn)象， 經(jīng)過懸置系統(tǒng)固有頻率匹配與振動(dòng)解耦率的優(yōu)化以后， 主振動(dòng)的振動(dòng)解耦率均高于80%， 頻率分布對(duì)于怠速工況的隔振有利. 本文對(duì)優(yōu)化設(shè)計(jì)的懸置系統(tǒng)進(jìn)行了NVH性能測(cè)試， 結(jié)果表明： 四個(gè)懸置在三個(gè)方向的怠速工況隔振量都在20 dB以上. 怠速工況下， 方向盤的振動(dòng)加速度均小于0.05g， 半階次無明顯振動(dòng)； 當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為3 000 r/min 時(shí)， 方向盤處一階主振動(dòng)較小， 振動(dòng)加速度只有0.02g, 而半階次振動(dòng)加速度非常大， 最大振動(dòng)加速度達(dá)到0.15g. 該研究工作表明， 半階次振動(dòng)是中高轉(zhuǎn)速下增程式電動(dòng)車振動(dòng)和噪聲產(chǎn)生的主要原因.

關(guān)鍵詞:增程式電動(dòng)汽車； 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)； 振動(dòng)解耦； 半階次振動(dòng)； NVH性能測(cè)試

0引言

近年來， 電動(dòng)汽車研究取得重大發(fā)展， 但是電池能量密度不高、 壽命較短， 導(dǎo)致續(xù)航里程短， 是其當(dāng)前市場(chǎng)推廣的最大瓶頸. 為了解決電動(dòng)汽車?yán)m(xù)航里程短的問題， 各種增程式電動(dòng)汽車應(yīng)運(yùn)而生. 增程式電動(dòng)汽車在純電動(dòng)汽車的基礎(chǔ)上加載車載充電器， 從而大大延長了電動(dòng)汽車的續(xù)航里程. 增程式電動(dòng)汽車效率高， 所需電池容量比同檔次的純電動(dòng)汽車小， 不會(huì)因缺電而拋錨， 受到了研究者廣泛的關(guān)注[1].

電機(jī)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)、 增程器系統(tǒng)和整車控制系統(tǒng)、 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)都被布置在增程式電動(dòng)汽車的前艙， 由于動(dòng)力模塊增加， 且前艙結(jié)構(gòu)布置緊湊， 導(dǎo)致整車NVH控制難度也相應(yīng)地增加[2].

本文主要討論以2缸汽油機(jī)為動(dòng)力源的小型增程式電動(dòng)汽車. 增程器由2缸汽油機(jī)和ISG發(fā)電機(jī)(啟動(dòng)發(fā)電一體機(jī))組成， 是增程式電動(dòng)車的核心模塊部件. 增程器作為串聯(lián)式混合動(dòng)力車的模塊化部件在技術(shù)上具有一種潛力， 能補(bǔ)償純電動(dòng)車?yán)m(xù)駛里程不足的缺陷， 因而十分適合于在小型車和微型車領(lǐng)域內(nèi)應(yīng)用.

目前， 奇瑞汽車股份有限公司在奇瑞A5和S18(即瑞麒M1)平臺(tái)上開發(fā)了兩款增程式純電動(dòng)車， 其充電一次可行駛350 km. 以S18增程式電動(dòng)汽車為例， 純電動(dòng)模式行駛時(shí)， 振動(dòng)和噪音都非常?。?當(dāng)啟動(dòng)增程器行駛模式， 并且車速超過80 km/h時(shí)， 駕駛員能夠感覺到方向盤處明顯的振動(dòng)， 并且伴隨有尖銳的噪音. 客戶對(duì)增程器的接受程度在很大程度上取決于它的NVH特性[3]. 較差的NVH性能嚴(yán)重制約了該增程式電動(dòng)車的產(chǎn)業(yè)化. 雖然汽車行業(yè)內(nèi)普遍認(rèn)同增程器產(chǎn)業(yè)化的重要性， 但是目前國內(nèi)增程器的產(chǎn)業(yè)化尚屬空白， 其中， 制約增程器產(chǎn)業(yè)化的一個(gè)重要原因是其NVH性能無法滿足乘員對(duì)汽車乘坐舒適性的需求. 通過對(duì)增程器系統(tǒng)NVH性能進(jìn)行優(yōu)化研究， 可改善乘用車的乘坐舒適性， 將會(huì)為增程器系統(tǒng)的快速產(chǎn)業(yè)化發(fā)展提供技術(shù)支撐.

影響增程器NVH性能的因素有很多， 如發(fā)動(dòng)機(jī)本身的噪聲、 振動(dòng)傳遞的路徑、 懸置系統(tǒng)的布置等[4-7]， 本文以奇瑞某款增程式電動(dòng)車和與之匹配的SQRB2G06型增程器為例， 主要從動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的角度對(duì)其進(jìn)行分析， 從固有頻率優(yōu)化配置和振動(dòng)解耦角度為懸置系統(tǒng)匹配了兩種設(shè)計(jì)方案， 進(jìn)行隔振性能優(yōu)化分析， 并且對(duì)優(yōu)化后的增程式電動(dòng)車進(jìn)行隔振率測(cè)試和振動(dòng)頻譜測(cè)試， 最終實(shí)現(xiàn)增程器系統(tǒng)與整車良好的NVH性能匹配.

1增程式電動(dòng)車動(dòng)力總成及懸置系統(tǒng)布置

某款緊湊型增程式小型電動(dòng)車的整體布置方案采用動(dòng)力系統(tǒng)前置前輪驅(qū)動(dòng). 前艙布置電驅(qū)動(dòng)動(dòng)力總成、 增程器系統(tǒng)、 電機(jī)控制器/發(fā)電機(jī)控制器GCU&MCU、 DCDC直流變換器、 低壓蓄電池、 電動(dòng)真空制動(dòng)系統(tǒng)、 電動(dòng)助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、 電動(dòng)空調(diào)系統(tǒng)、 電動(dòng)冷卻系統(tǒng)、 高低壓配電盒等， 將動(dòng)力電池包、 電池管理系統(tǒng)及車載充電機(jī)布置在后備箱.

圖 1 為增程式電動(dòng)車動(dòng)力總成前艙總體布置方案圖， 發(fā)電機(jī)組采用奇瑞272發(fā)動(dòng)機(jī)和8 kW 發(fā)電機(jī)同軸布置方案， 法蘭盤2把兩缸發(fā)動(dòng)機(jī)1和發(fā)電機(jī)3連接起來， 組成增程器系統(tǒng)， 永磁同步電機(jī)5作為電動(dòng)汽車的驅(qū)動(dòng)電機(jī)， 和一個(gè)固定減速比的減速器4組成電動(dòng)車的集成式動(dòng)力總成.

動(dòng)力總成在S18EV純電動(dòng)汽車基礎(chǔ)上新開發(fā)驅(qū)動(dòng)電機(jī)、 減速器總成； 減速器連接發(fā)電機(jī)和驅(qū)動(dòng)電機(jī)， 272發(fā)動(dòng)機(jī)需新開發(fā)進(jìn)排氣系統(tǒng)； 發(fā)動(dòng)機(jī)和信號(hào)盤配合曲軸中心坐標(biāo)， 減速器布置角度為26°， 均滿足布置要求； 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)采用四點(diǎn)懸置， 并且四個(gè)懸置均為襯套式懸置， 減速器總成上布置兩個(gè)(前后各一個(gè))， 發(fā)動(dòng)機(jī)和驅(qū)動(dòng)電機(jī)上各一個(gè)， 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的布置如圖 2 所示， Front_MT, Rear_MT, Left_MT, Right_MT分別表示動(dòng)力總成的前懸置、 后懸置、 左懸置、 右懸置， CM 表示動(dòng)力總成質(zhì)心坐標(biāo)， 在車輛坐標(biāo)系下，x軸正向從車頭指向車尾，y軸正向從左到右， TRA表示動(dòng)力總成的轉(zhuǎn)矩軸.

與懸置有關(guān)的動(dòng)力總成的設(shè)計(jì)參數(shù)如表 1 所示， 懸置和動(dòng)力總成的質(zhì)心坐標(biāo)如表 2 所示.

2增程式電動(dòng)車懸置系統(tǒng)優(yōu)化分析

2.1懸置系統(tǒng)固有頻率匹配分析

對(duì)于傳統(tǒng)的汽油車， 懸置點(diǎn)的合理布置和安裝角度的優(yōu)化匹配能夠獲取較好的NVH性能[7-8]. 增程式電動(dòng)車由于動(dòng)力系統(tǒng)本身結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性， 在計(jì)算增程式電動(dòng)車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的振動(dòng)響應(yīng)時(shí)， 需要考慮發(fā)動(dòng)機(jī)和電動(dòng)機(jī)固有頻率不同的工作特性， 發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速點(diǎn)火頻率是最低激勵(lì)頻率， 電動(dòng)機(jī)的工作頻率是最高激勵(lì)頻率的上限， 增程式電動(dòng)車懸置系統(tǒng)固有頻率的分布范圍應(yīng)該介于最低激勵(lì)頻率和最高激勵(lì)頻率之間. 因?yàn)槿绻麘抑孟到y(tǒng)低階(1階)固有頻率過低， 容易與發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速頻率產(chǎn)生共振.

發(fā)動(dòng)機(jī)的活塞在氣缸內(nèi)周期性上下往復(fù)運(yùn)動(dòng)和壓縮氣體對(duì)活塞的反作用力， 使發(fā)動(dòng)機(jī)成為一個(gè)可周期振動(dòng)的振源. 兩缸發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)主要來源于點(diǎn)火激勵(lì)和不平衡慣性力激勵(lì)， 這兩種激勵(lì)方式并不孤立存在， 而是相互影響， 互相加劇， 尤其是在中高轉(zhuǎn)速下， 不平衡慣性力的表現(xiàn)尤其明顯. 同時(shí)， 冷卻風(fēng)扇的振動(dòng)激勵(lì)也比較大， 在振動(dòng)測(cè)試時(shí)應(yīng)該引起重視. 點(diǎn)火激勵(lì)頻率就是發(fā)動(dòng)機(jī)的做功頻率， 計(jì)算公式如式(1)所示

(1)

式中：f1是做功頻率；n是發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速；p是發(fā)動(dòng)機(jī)的缸數(shù)；d是沖程數(shù).

不平衡慣性力激勵(lì)是由活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)不平衡慣性力引起的垂直振動(dòng)， 其激勵(lì)頻率為

(2)

式中：f1是不平衡慣性力激勵(lì)頻率；n是發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速；t是比例系數(shù)， 一階慣性力t=1， 二階慣性力t=2.

2.2懸置系統(tǒng)振動(dòng)能量解耦分析

動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)在6個(gè)方向上完全解耦僅在理論上可行， 在工程上實(shí)現(xiàn)難度較大， 因此， 通常只使幾個(gè)起關(guān)鍵作用的振動(dòng)模態(tài)獲得解耦[9-10]. 如果在某階主振動(dòng)固有模態(tài)下存在2個(gè)或者更多方向的振動(dòng)耦合率超過10%， 就需要對(duì)整個(gè)懸置系統(tǒng)重新進(jìn)行固有頻率優(yōu)化匹配. 增程式電動(dòng)汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的振動(dòng)設(shè)計(jì)都是按照主振動(dòng)模態(tài)部分解耦的方法進(jìn)行的， 根據(jù)增程式電動(dòng)車的工作需要， 繞發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸的旋轉(zhuǎn)振動(dòng)模態(tài)和沿著z軸的垂直振動(dòng)模態(tài)是主振動(dòng)模態(tài)， 在解耦優(yōu)化分析時(shí)需要給予重點(diǎn)關(guān)注.

由于增程式小型電動(dòng)車動(dòng)力總成均布置在前艙， 而前艙部分空間狹小， 所以在進(jìn)行懸置系統(tǒng)總布置設(shè)計(jì)時(shí)， 前后懸置彈性中心的連線偏離了動(dòng)力總成的質(zhì)心， 這種緊湊型布置根本無法保證前后兩個(gè)彈性中心均落在轉(zhuǎn)矩軸上， 因此， 無法獲得懸置系統(tǒng)的完全振動(dòng)解耦. 為了協(xié)調(diào)動(dòng)力總成懸置布置的緊湊性和振動(dòng)解耦率之間的矛盾， 本文將左右懸置彈性中心的連線稍微偏離了轉(zhuǎn)矩軸， 使兩者之間的夾角為4.25°， 使得前后懸置有一定的承載， 即使前后懸置的垂向不承載， 也會(huì)使四個(gè)懸置的前后方向承載， 要想改變這種情況， 需使左懸置向車頭移動(dòng)一段距離.

當(dāng)懸置系統(tǒng)以j階模態(tài)振動(dòng)時(shí)， 第k個(gè)廣義坐標(biāo)分配到的能量占系統(tǒng)總能量的百分比為[11]

(3)

式中：φ(k,j),φ(l,j)分別為第j階振型的第k個(gè)和第l個(gè)元素；M(k,l)為系統(tǒng)質(zhì)量矩陣的第k行、 第l列元素； (KEk)j表示第k行元素之和為第k個(gè)廣義坐標(biāo)所分配到的能量； (KE)j表示懸置系統(tǒng)總能量；EPjk代表解耦程度的高低， 若其值為100%， 則第j階模態(tài)完全解耦.

考慮到主振動(dòng)模態(tài)的重要性， 將動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)主振動(dòng)能量集中度提高作為優(yōu)化設(shè)計(jì)的目標(biāo)[12]， 因此懸置系統(tǒng)的能量解耦目標(biāo)函數(shù)可確定為

(4)

式中：EPjj為系統(tǒng)在作某階固有頻率振動(dòng)時(shí)， 振動(dòng)占優(yōu)方向所占的振動(dòng)能量百分比， 此值越大系統(tǒng)的解耦程度越高；Cj為對(duì)應(yīng)于第j階頻率的加權(quán)因子， 主振動(dòng)方向的加權(quán)因子根據(jù)工作的重要性決定取值的大小， 該階振動(dòng)模態(tài)越重要， 加權(quán)因子取值越大；Y為懸置系統(tǒng)的能量解耦目標(biāo)函數(shù)， 該值越小， 表明該懸置系統(tǒng)整體振動(dòng)解耦效果越好.

2.3懸置系統(tǒng)振動(dòng)分析結(jié)果

某款增程式電動(dòng)車的動(dòng)力總成由發(fā)動(dòng)機(jī)給發(fā)電機(jī)充電， 發(fā)電機(jī)的額定轉(zhuǎn)速一般都較高， 故其激勵(lì)頻率會(huì)遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)頻率. 如果懸置系統(tǒng)解耦和模態(tài)能滿足發(fā)動(dòng)機(jī)的要求， 那么肯定能滿足發(fā)電機(jī)的要求. 該發(fā)動(dòng)機(jī)為兩缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)， 怠速轉(zhuǎn)速為1 000 r/min， 根據(jù)式(1)計(jì)算其怠速激勵(lì)頻率為16.67 Hz， 要使懸置系統(tǒng)有隔振功能， 懸置系統(tǒng)的固有頻率不得高于 11.78 Hz. 基于兩缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)的特性， 其往復(fù)慣性力的的主階次為2階， 故垂向頻率可以分布高點(diǎn)， 而燃燒激勵(lì)和曲軸的扭矩激勵(lì)的主階次為1階， 其激勵(lì)頻率不得高于11.78 Hz.

奇瑞某款增程式電動(dòng)車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)有兩種設(shè)計(jì)方案， 設(shè)計(jì)方案1是原車狀態(tài)的懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)方案， 設(shè)計(jì)方案2是對(duì)懸置的剛度和固有頻率進(jìn)行優(yōu)化匹配以后的設(shè)計(jì)方案.

表 3 是方案1中懸置系統(tǒng)的固有頻率與能量解耦率分布情況.

表 3 中，x,y,z分別表示沿著坐標(biāo)軸x,y,z方向的平移振動(dòng)，θx，θy，θz表示繞著坐標(biāo)軸x,y,z方向的扭轉(zhuǎn)振動(dòng). 由表 4 可知， 系統(tǒng)振動(dòng)解耦率除了y,z，θx方向較理想外， 其余方向都低于80%， 在第3階模態(tài)中，x與θz向耦合程度較高， 在第6階模態(tài)中，x,θy,θz出現(xiàn)了3自由度較強(qiáng)的耦合振動(dòng)現(xiàn)象， 在第4階模態(tài)中，x,z,θx,θy出現(xiàn)了4自由度較強(qiáng)的耦合振動(dòng)現(xiàn)象， 證明原車狀態(tài)的設(shè)計(jì)方案1存在較嚴(yán)重的振動(dòng)耦合現(xiàn)象. 從頻率上看， 要使懸置系統(tǒng)具有隔振功能， 固有頻率的上限是11.78 Hz, 方案1中5,6階振動(dòng)模態(tài)的固有頻率均超過了該上限， 這對(duì)于怠速工況的隔振是相當(dāng)不利的， 需要對(duì)懸置系統(tǒng)的剛度和頻率分布重新進(jìn)行解耦優(yōu)化配置.

表 4 是經(jīng)過優(yōu)化匹配的設(shè)計(jì)方案2中懸置系統(tǒng)的固有頻率與能量解耦率分布情況.

由表 4 可知， 懸置系統(tǒng)的固有頻率與振動(dòng)解耦率優(yōu)化匹配后， 主振動(dòng)的振動(dòng)解耦率均高于80%. 在第4階模態(tài)，θx與θz耦合程度較高， 在第6階模態(tài)，θx與θy耦合程度較高， 沒有出現(xiàn)3自由度及以上較強(qiáng)的耦合振動(dòng)現(xiàn)象， 證明經(jīng)過優(yōu)化以后的設(shè)計(jì)方案2具有較理想的解耦率， 從頻率上看， 最高階頻率是11.2 Hz， 小于具有隔振功能的懸置系統(tǒng)固有頻率的上限值11.78 Hz， 這對(duì)于怠速工況的隔振相當(dāng)有利.

3增程式電動(dòng)車的NVH性能測(cè)試

將方案2設(shè)計(jì)的懸置系統(tǒng)安裝在奇瑞某款增程式電動(dòng)車上進(jìn)行實(shí)車隔振測(cè)試和振動(dòng)頻譜分析， 考查優(yōu)化以后的懸置系統(tǒng)對(duì)整車實(shí)際隔振效果和提高整車NVH性能方面的指導(dǎo)作用.

3.1懸置系統(tǒng)怠速隔振測(cè)試

為了更加全面的考查經(jīng)過優(yōu)化以后懸置系統(tǒng)的隔振效果，振動(dòng)試驗(yàn)采集系統(tǒng)采用北京波譜的Vib’SYS振動(dòng)信號(hào)采集儀. 在動(dòng)力總成懸置左右前后四個(gè)位置上各放一個(gè)壓電式加速度傳感器，用來測(cè)量隔振前后的加速度響應(yīng). 在怠速工況下，分別測(cè)試了左右前后四個(gè)懸置x,y,z三個(gè)方向的隔振效果，隔振測(cè)試結(jié)果分別如圖 3～圖 6 所示， left_engine+x,left_body+x分別表示在左懸置發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)和車身側(cè)的x方向隔振測(cè)試結(jié)果， 兩者的差值就是左懸置的x方向隔振量， 其他方向依次類推.

由圖 3 可知， 左懸置x方向隔振31.7 dB，y方向隔振30 dB，z方向隔振28 dB； 由圖4可知， 右懸置x方向隔振31 dB，y方向隔振28 dB，z方向隔振28 dB；由圖4可知，前懸置x方向隔振36 dB，y方向隔振28 dB，z方向隔振22 dB. 由圖4可知，后懸置x方向隔振20 dB，y方向隔振23 dB，z方向隔振23 dB.根據(jù)測(cè)試結(jié)果可知，前、 后、 左、 右四個(gè)懸置在三個(gè)方向的隔振量都在20 dB以上，滿足增程式電動(dòng)車對(duì)隔振量的基本要求.

3.2方向盤的振動(dòng)測(cè)試

通過振動(dòng)信息采集儀對(duì)駕駛員座椅處的振動(dòng)頻譜進(jìn)行分析， 根據(jù)工程實(shí)際需要， 探索增程式電動(dòng)車在發(fā)動(dòng)機(jī)不同轉(zhuǎn)速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)噪聲形成的根本原因， 特別需要研究中高速運(yùn)轉(zhuǎn)的工況， 進(jìn)而為下一步降低噪聲提供基礎(chǔ).

3.2.1 方向盤怠速時(shí)振動(dòng)頻譜分析

圖 7 是怠速時(shí)方向盤振動(dòng)的加速度圖.

圖 7 中x,y,z向分別表示隨著振動(dòng)頻率變化時(shí)方向盤沿著x,y,z向振動(dòng)的加速度變化曲線圖， 主階次是一階， 怠速一階頻率為14 Hz左右， 38 Hz的振動(dòng)由發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻風(fēng)扇引起. 二階振動(dòng)較大， 發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻風(fēng)扇引起的振動(dòng)也較大， 方向盤的振動(dòng)加速度均小于0.05g， 半階次無明顯振動(dòng).

3.2.2方向盤高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)振動(dòng)頻譜分析

圖 8 是發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為3 000 r/min時(shí)方向盤振動(dòng)加速度圖， 主階次是一階. 根據(jù)式(2)， 該轉(zhuǎn)速下的一階激勵(lì)頻率是50 Hz， 由發(fā)動(dòng)機(jī)冷卻風(fēng)扇引起的38 Hz的振動(dòng)依然存在. 一階主振動(dòng)較小， 振動(dòng)加速度只有0.02g, 0.5階振動(dòng)加速度非常大， 達(dá)到了0.15g, 1.5階振動(dòng)也較大， 達(dá)到了0.11g, 都超過了增程式電動(dòng)車允許的振動(dòng)加速度的上限0.05g.

當(dāng)n為整數(shù)時(shí)， (n+0.5)次振動(dòng)統(tǒng)稱為半階次振動(dòng). 由上述分析可知， 半階次振動(dòng)是增程式電動(dòng)車高速行駛時(shí)振動(dòng)和噪聲產(chǎn)生的主要影響因素， 是制約增程式電動(dòng)汽車產(chǎn)業(yè)化的主要原因. 下一階段， 將要深入研究如何采取控制措施解決增程式電動(dòng)車的半階次振動(dòng)問題.

4結(jié)論

1) 從固有頻率匹配與振動(dòng)解耦率的角度對(duì)增程式電動(dòng)車進(jìn)行了分析， 分析結(jié)果表明： 原車狀態(tài)的設(shè)計(jì)方案存在較嚴(yán)重的振動(dòng)耦合現(xiàn)象， 并且2個(gè)高階振動(dòng)模態(tài)的固有頻率超過了隔振功能的上限頻率； 經(jīng)過懸置系統(tǒng)固有頻率與振動(dòng)解耦率的優(yōu)化匹配以后， 主振動(dòng)的振動(dòng)解耦率均高于80%， 頻率分布對(duì)于怠速工況的隔振有利.

2) 對(duì)懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)以后的增程式電動(dòng)車進(jìn)行裝車懸置系統(tǒng)怠速工況隔振測(cè)試， 測(cè)試結(jié)果表明： 前、 后、 左、 右四個(gè)懸置在三個(gè)方向的隔振量都在20 dB以上， 滿足了增程式電動(dòng)車對(duì)隔振量的基本要求.

3) 對(duì)懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)以后的增程式電動(dòng)車進(jìn)行振動(dòng)頻譜分析， 測(cè)試結(jié)果表明： 怠速工況下， 方向盤的振動(dòng)加速度均小于0.05g， 半階次無明顯振動(dòng)； 當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為3 000 r/min時(shí)， 方向盤處一階主振動(dòng)較小， 振動(dòng)加速度只有0.02g, 半階次振動(dòng)加速度非常大， 達(dá)到0.15g， 超過了增程式電動(dòng)車允許的振動(dòng)加速度的上限要求.

4) 半階次振動(dòng)是增程式電動(dòng)車高速行駛時(shí)振動(dòng)和噪聲產(chǎn)生的主要影響因素， 是制約增程式電動(dòng)汽車產(chǎn)業(yè)化的主要原因. 下一階段， 將要深入研究如何采取控制措施解決增程式電動(dòng)車的半階次振動(dòng)問題.

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Optimization and NVH Performance Test for Mounting System of Extended Range Electric Vehicle

XU Zhong-si1, WANG Jing-chang2, GAO Li-xin2, NI Shao-yong2, DU Wen-jian3

(1. School of Mechatronic Engineering, North University of China, Taiyuan 030051, China；2. Chery New Energy Automobile Technology Co., Ltd., Wuhu 241002, China；3. Product Development and Management Center, Chery Automobile Co., Ltd., Wuhu 241009, China)

Key words:extended range electric vehicle； powertrain mounting system； vibration decoupling； half order vibration； NVH performance test

Abstract:In order to improve the NVH performance of extended range electric vehicle, four-points’ bush mounting system was adopted to support its powertrain system. Two matching schemes for the above mounting system were designed. The original designed scheme had the severe vibration coupling. Vibration decoupling ratios of the main vibration directions were all higher than 80%, and frequency distribution was favorable for the vibration isolation of idle mode after the natural frequency match and vibration decoupling ratios optimization of the mounting system. NVH performance tests were carried on for the mounting system of optimal design, and test results had shown that the vibration isolation for the four mounting systems in the three direction of the idle mode was more than 20 dB. In idle mode, the vibration acceleration of the steering wheel was less than 0.05g, and obvious half order vibration didn’t exist. When the engine’s speed reached 3 000 rpm, the one order main vibration of the steering wheel was smaller than any other order vibration, and the vibration acceleration was only 0.02g, but half order vibration acceleration was very large, and their maximum acceleration reached 0.15g. The research work had shown that the main reason of the vibration and noise for the extended range electric vehicle was half order vibration at middle and high speed.

文章編號(hào):1673-3193(2016)03-0238-07

收稿日期:2015-12-10

基金項(xiàng)目：國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51476150)

作者簡介：徐忠四(1977-)， 男， 講師， 博士， 主要從事車輛動(dòng)力學(xué)建模與仿真研究.

中圖分類號(hào):U463.33

文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼:A

doi:10.3969/j.issn.1673-3193.2016.03.007