新能源汽车电驱动总成NVH开发系统
一 新能源汽车电驱动总成NVH开发系统
电驱动总成的NVH表现是一个复杂的系统问题，其性能好坏与电磁设计、齿轴设计、结构设计、布置形式、控制策略甚至加工制造等环节密切相关。随着电驱朝着高速化方向发展，动力总成在更加复杂的运行工况、更宽的频段范围内表现出棘手的振动噪声特征。同时，NVH性能通常与输出特性、效率等关键性能相互影响。
随着全球的电动汽车热潮的推进，零部件集成化已成为必然趋势，集成化的驱动系统NVH（噪声、振动、声振粗造度（Noise、Vibration、Harshness））对整车性能的影响比重变大，驱动系统的振动噪声的表现直接影响电动汽车的NVH性能。
驱动系统设计要求
与传统内燃机和其他新能源汽车相比，新能源汽车的动力总成构型更简化、结构更紧凑，在驱动转矩输出和加速性等方面都比传统动力车型有更大的优势，但由于动力总成构型和振动噪声特性的不同，给整车的NVH性能开发也提出了新的、更高的要求。本文将从电驱动总成NVH问题、开发流程、数据解读来分析NVH的开发重点。
驱动电机NVH及其对整车性能的影响
驱动电机的NVH问题主要来源于三个方向：电磁、机械以及冷却噪声，其中冷却噪声一般可以忽略。
电磁激励噪声：表现均为随转速变化的阶次啸叫，辨识度较高，其噪声主阶次成份与电机的极数和槽数有关，是消费者和整车厂的主要关注点。 PWM载波频率：与逆变器开关频率的控制策略有关，逆变器将高压直流电转变为交流电时产生该噪声成分。 电机结构共振噪声：主要与轴承和零部件装配工艺相关，需要在制造阶段通过把控零部件关键尺寸和装配工艺水平加以改善。
电机系统噪声
电磁噪声影响因素分析
Z：定子齿槽数
P：转子极对数 N：电机转速 LCM：最小公倍数
驱动电机NVH开发流程
一般电机NVH开发流程共包括八个部分，见图2。分别为：设计需求、拓扑设计、电磁设计、仿真分析、A样机、整改优化、B样机、整车匹配。
图2 驱动电机NVH开发流程图
1)在设计需求阶段，根据性能需求，对标竞品，确定电机性能参数和NVH性能指标。
2)拓扑设计阶段确认电机类型、转子结构、长径比、槽数等结构及其对NVH的影响。
3)电磁设计阶段设计电机几何尺寸以及极槽配合、绕组、材料选型及其对NVH影响，齿槽转矩分析等。
4)仿真分析阶段包括电磁仿真、结构仿真、多物理场仿真、平衡其他性能指标，见图3。
图3 驱动电机声学响应仿真流程图
5)A样机阶段进行样机台架NVH测试、校验仿真结果、结构模态测试、噪声源识别测试。
6)整改优化阶段进行电磁方案优化、结构方案优化、性能平衡、最优方案选择。
7)B样机阶段对优化后样机进行台架NVH验收、装车NVH验证、达成单体目标等。
8)整车匹配阶段进行整车试验验证、悬置设计、声学包开发、目标达成确认等。
NVH数据解读
NVH目标设定与分析
该目标通常来自客户或者行业内部标准。
NVH数据解读
关键部件对应的阶次噪声是判断其NVH性能和产品质量的重要因素：
若关键部件阶次噪声和总成噪声的差值≥10dB(A),则说明该部件没有对总成噪声产生贡献；
若关键部件阶次噪声在某个转速下的异常峰值对应到总成噪声在相应转速下也产生异常峰值，则说明该部件对总成噪声值有影响。
总成声压级是产品NVH性能的一个指标，并不能作为唯一一个判断标准！
总结
完备的NVH指标开发体系：整车及动力总成NVH数据库、指标分解方法、指标管控体系、基于传函的指标计算方法；
先进的电磁多目标优化算法：全参数建模、自定义优化精度、断点迭代、电磁场重构、PWM电磁力快速计算、基于半解析法的振动噪声优化；
控制器软件开发及策略优化：底层及应用层软件开发、谐波注入功能开发、随机载频功能开发；
基于粒子群算的齿轮NVH优化设计：修型参数多目标优化算法、优化方案离散性统计；
悬置高频动刚度测试与台架设计：自主动刚度台架设计、悬置高频动刚度计算。
二 史上最全的NVH分析计算公式！
（一）：相关标准及公式 重要单位： 1N/m=1kg/s2 1r/min=1/60HZ 标准大气压 1.013*105 空气密度
基准声压级 Po=10*10^5 基准振动加速度 10-6m/s^2 1Mpa=1000000N/m^2 倍频程测量范围: 中心频率两侧70.7%带宽;1/3倍频程测量范围: 中心频率两侧23.16%带宽
1、基本公式
声速：
声压与声强的关系：
其中v=wA ,单位：W/m^2。
声能密度和声压的关系，由于声级密度：
则
质点振动的速度振幅《环境影响噪声控制工程—洪宗辉P11》：
A计权响应与频率的关系见下表
等效连续A声级
△ti第i个A声级所占用的时间
昼夜（22：00～7：00为晚上）等效声级：
本底值：
如果有N个相同声音叠加，则总声压级为：
如果有多个声音叠加：
声压级减法：
背景噪声(振动)修正值
2、声音衰减
(1) 点声源
常温时球面声波扩散的表达式：
半径分别为r1和r2两点的扩散声压级差：
自由空间：
半自由空间：
(2) 线声源
声压级：
半径分别为r1和r2两点的扩散声压级差：
(3) 有限长线声源
如果测得在r0处的声压级为Lp(r0)，设线声源长为l0，那么距r处的声压：
当 r＞l0且r0＞l0时，可近似简化为：
即在有限长线声源的远场，有限长线声源可当作点声源处理。
当r＜l0/3且r0＜l0/3时，可近似简化为：
即在有限长线声源的近场，有限长线声源可当作线声源处理。
当l0/3＜r＜l0且l0/3＜ r0＜l0时，可近似简化为：
(4) 面声源
b>a 预测点和面声源中心距离衰减：
(5)室内外
TL：窗户的隔声量，DB；NR：室内和室外的声级差，或称插入损失，DB。
LP：室内围护结构处的倍频带声压级，N声源总数，i倍频带。
其中S为透声面积。
（二）：吸声降噪
1. 吸声实验及吸声降噪
房间的总吸声量：
房间的平均吸声系数：
降噪系数：
吸声量：
驻波管：
对于圆形管道，上限频率：
其中：D为管道截面直径，单位：m
对于矩形管道，上限频率：
其中：l1为管道最大尺寸边长，单位：m
下限频率：
其中：l为管道长度，单位：m
房间总的吸声量：
当吸收系数：
时，可用赛宾公式：
而当
时，用艾润公式：
此公式适用于频率小于1000Hz，如果频率大于1000 Hz，需考虑空气的吸收，赛宾—努特生：
艾润公式—努特生：
空气吸声系数4m。
房间系数：
式中 (扁平房间6db/距离加倍，降噪量 3.3+2.7x分贝)。
假设房间处理前后的吸声系数为α1和α2，可得吸声处理前后室内声压差：
α远小于 1的时候，可以作简单计算时可用下式计算：
临界范围内，声压级表示：
临界半径：
扁平房间：
α平顶吸声系数；距离r小于半高度h/2时，声场仍由直达声决定， 距离加倍，声压级降低6DB；距离大于h/2，小于8h时，近似值为3.3+2.7α 。
2. 共振吸收结构
(1). 薄膜与薄板
共振频率:
Ρ0为空气密度，kg/m3; M0为膜的面密度，kg/m2。
(2). 穿孔板共振吸声结构
a. 单腔共振器的共振频率
其中：S为孔颈开口面积，m2;V为空腔容积，m3;t孔颈深度，m; δ修正值，对于圆形
b. 穿孔板共振吸声结构
则
其中：D为板后空气厚度，m;P为穿孔率(穿孔率小于20%)，圆孔正方形排列
圆孔等边三角形排列：
狭缝平行排列P=d/B，d为孔径或缝宽，B为孔(缝)中心距。
当穿孔板用于吊顶时，背后空气层很大，其共振频率可用下式进行计算：
由于空气层厚度大，在低频将出现共振吸取，若在板后设多孔材料会使中、高频也有良好的吸收。《噪声与振动控制工程手册》
微穿孔版，孔径<1mm,穿孔率<5%，空腔5-20cm;频带宽。
c. 帘幕
设帘幕距刚性壁的距离为L，吸收峰频率
式中：L空气层厚度，m;n正整数
（三）：隔声的计算
1. 计权隔声量测量
试验样品的隔声量：
式中：L1发声室中的平均声压级；L2接收室的平均声压级；S0试验样品的面积，m^2；α接收室的平均吸声系数；S接收室的总内表面积，m^2。
2. 单层壁的隔声
(1) 质量定律
声波垂直入射到单层壁上的隔声量(对应10LG(1/t))实际隔声量要加上5DB。
其前提是声源频率大于共振频率：
式中：m壁的面密度，kg/m^2；f波频率，Hz。
实际隔声量可用经验公式：
对于工程上经常关心的频率范围为100～3150Hz的平均隔声量：
而在洪宗辉的《环境噪声控制工程》中：
(2) 吻合效应
产生吻合效应条件：
式中：h为板厚，m。
产生吻合效应的最低效率，称为临界频率，其计算公式为：
而在洪宗辉的《环境噪声控制工程》中有：
式中：ρ构件材料的密度(注意不是面密度)，kg/m^3，E构件材料的静态弹性模量，N/m^2；h板的厚度，m；M板的面密度，kg/m^2，B板的劲度为：
3. 双层壁的隔声
双层壁作为整体振动系统的共振频率：
式中：d为空气层厚m，kg/m^2；ρ空气密度。
式中：E为填充材料的弹性系数，d应该为填充发泡材料的厚度。
双层壁的隔声量： ρc/πM＜f＜f0时，R=20lgMf-42.5，M=m1+m2； f0＜f＜c/2πd时，R=R1+R2+20lg2kd，其中波数k=2π/λ ； f＞c/2πd时，R=R1+R2+6； f＞c/4d，且空气层内有吸声材料时，在《环境工程手册-环境噪声控制卷》中有：
式中：Sw单片墙的面积，m^2；两板之间空气层内的吸声量，m^2。
袁昌明的《噪声与振动控制技术》中有高阶共振频率：
式中：n为常数；d空气层厚度，m。
4. 组合间壁的隔声及孔、缝隙对隔声的影响
平均透射系数及平均隔声量：
当结构的隔声量很大和S0/SC << 1 时，结构的实际隔声值为：
5. 隔声罩
罩内外声压级差：
式中：A为室内吸声量，S为罩内表面积。
室内罩外的插入损失（均为罩内值）：
隔声罩透声很小时，隔声插入损失近似IL=R+101gα。
6. 隔声间
式中：
(1) 隔声间隔声量计算
罩内外声压级差：
式中：A为室内吸声量，S为罩内表面积。
室内罩外的插入损失(均为罩内值)：
(2) 多层复合隔声门的计算也叫室内消声器
《噪声与振动控制工程手册》中有声闸隔声效果：
式中：S门斗内表面面积，m^2；α门斗内平均吸声系数；A门斗内吸声量；d两门中心距离，m；Ø两门中心连线与门的法线的夹角。
7. 隔声窗
窗的隔声量：
式中：S为窗的面积，m^2；A为室内吸声量，m^2；L1、L2室内外声级。
8. 声屏障
(1) 隔声计算方法二
以下来自《环境工程手册-环境噪声控制卷》
式中：Ps衍射声场的有效声压，Pd直达声场的有效声压：
式中：di声程差，m；λ波长，m。
N=0：5db，一般8-12，不超过15。
(2) 室内隔声计算方法一
以下来自《噪声与振动控制工程手册》
式中声波的衍射系数为：
式中：δ为声程差(有三个方向)。
9. 管道隔声量
自鸣频率：
式中：CL为纵波传播速度，自鸣频率以上按质量定律算。
管道包扎的共振频率：
Ms不透气隔声材料的面密度kg/m^2；D柔软吸声材料的厚度m。
（四）：消声降
1. 管道
(1) 阻性消声器-彼洛夫公式：
式中：P为消声器通道断面周长，l为消声器有效长度；S为消声器通道横截面积，α0为法向吸声系数，满足：
(2) 上限失效频率
上限失效频率(高频失效频率)：
式中：D为消声器通道的当量直径，其中圆形管道取直径，矩形管道取边长平均值：
其他可取面积的开方值。
频率高于上限失效频率时，有：
式中：△L为高于失效频率的消声量，△L\\\'为失效频率处的消声量，n为高于陪频程的频带数。
幕帘距离刚性壁：
式中：l为空气层厚度。
(3) 管道排气消声
●排空放气消声器：
式中：S为喷口面积，v为喷口流速。
离喷口1m处的排气噪声：
式中：R为喷口内驻压与环境大气压力之比值，D喷口直径。
●节流减压
●小孔喷注
当小孔喷口处和原喷口处流速均为声速时有：
式中：d为小孔直径，当d<1mm时，△LA=27.5-30lgd。
管道内的声场条件：
式中：为H风管内全压。
(4) 管道压损、气流再生噪声
●压力损失为：
阻力系数表示为：
△p为全压损失值，表示为：
●气流再生噪声为：
式中a的取值：管式取-5~-10，片式取-5~5，阻抗复合取5~15，折板式取15~20。v为气流流速，S为气流通道面积。
式中：△L为气流速度为v时的消声量，△L0为静态条件下的消声量，M(马赫数)=v/c。
2. 扩张室消声器
(1) 有关计算
由
可得：
相应的最大消声频率为：
最大消声量为：
因此，一节扩张室消声器的长度为：
若：
则kl=nπ，此时，DTL=0，其频率为：
当m大于5时，可近似地取DTL=20*lg(m^-6)，其中m为面积比值。
上表见《噪声与振动控制工程手册》
(2) 截止频率
扩张室上限截止频率为：
式中：D为扩张室直径。
扩张室下限截止频率：通常取
其中f0(共振频率)为有效消声的下限频率。
式中：S为连接管的截面积，m^2；l1为连接管长度，m；V为扩张室容积，m^3。
3. 共振腔式消声器
(1) 共振频率及消声量
共振式消声器频率选择性较强，即仅在低频或中频的某一较宽的频率范围内具有较好的消声效果，共振腔式消声器共振频率为：
式中：S0为孔径的截面积，t内管厚度/全面积
通常把传导率定义为：
式中：d为小孔直径，t为小孔长度。
其中：
式中：S为气流通道的截面积(和上面的S0不一样，计算时要注意)。
对于倍频带，其消声量为：
对于1/3倍频带，其消声量为：
(2) 共振腔容积及传导率
共振腔容积为：
传导率为：
对于穿孔板(或穿孔管)来说，传导率G可以进行估算，如下：
式中：n为孔数，S1z为每个穿孔截面积，d为小孔直径。
穿孔板：
穿孔板用于吊顶时，则有：
式中：P为穿孔面积。
