纯电动汽车常见噪声振动问题现象描述及优化方法.docx

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1、纯电动汽车常见噪声振动问即现象描述及优化方法测试分析能快速识别纯电动车噪出振动向应特性，并将以工程优化验证，从而提高整车NVH舒适性。文章以某纯电动汽车为例，讲述了多种常见NVH问题的测试分析及优化控制，问题包含整车坡道蠕行去吗、整车起步抖动、减速能破回收电机喷叫、全油门加逑工况送速涔峻叫、真空泉噪声、空调压缩机噪声、电子冷却水泵噪声、空调水泵噪声、以及悬置隔提和共振带等，旨为纯电动汽车NVH性能开发和优化提供参考与借鉴.关键词：纯电动汽车；噪声振动：测试分析；优化控制；书叫前着世界环境问题产梭化、国内汽车排放标准严格化，纯电动汽车作为一种使用电能作为驱动能源的现代交通工具,将作为全球汽车工业

2、当前和未来发展的电点.的若电动汽车技术的不断发展.曝声振动性能越来越备受关注，相比于普通燃油车，客户对纯电动汽车吸声振动性能有了更高的期望与要求，成为影响电动汽车品牌的一项重要指标，本文以某纯电动汽车为例，该纯电动车搭载的电舶动系统包含永微同步电机（3卜固定速比取速器以及三合-控制器.整车布置方式为前置前驱,驱动电机转子为V型8磁极定子为48槽单层结构：减速器为单速比782,一级减速齿轮副齿数比Z1Z2=2/2.主减齿轮副齿数比ZyZ4=1.Z9本文讲述了该电动车开发过程中出现的各类NVH同SS及优化，包含整车坡道蠕行表鸣及抖动、整车起步抖动、战逑能量回收电机阶次啸叫,全油门加速减速器阶次懦叫

3、、真空泉噪声、空调压缩机噪声、电子冷却水泵噪声、空调辅热水泵噪声、悬置隔振和轮胎空腔共振带等，旨在为纯电动汽车NVH性能开发和优化提供参考与借鉴.O1.电动车NVH问题测试分析与优化坡道靖行表鸣及抖动整车在坡道蝌行工况.保持电机转速约为300rpm（转每分钟）.主观评价车内行持续低颇表鸣声并伴1整车抖动现.测试车内噪声的时间彩图如图】优化前所示，在3-4.7s间为坡道蛹行工况，车内噪声在120HZ左右呈连续的红色轰鸣带，此问题原因为整车在坡道低速班行时,电机转速低且扭矩波动【1母较大,从而造成较大的电机24阶激励，通过后悬置传递至车内.引起车内120HZ表鸣声及整车抖动.振动噪声传递路径如图1

4、所示.优化电机转子冲片结构（转子V型砖钢夹角），从而改变电机转子极瓠系数、转子破场分布、励磁磁势分布曲线形状、空气气葭均匀程度以及磁路饱和程度等,从而达到优化降低电机扭矩波动、脓动占比及谐波失真率THD.电机仿我结果如我1所示.表1电机转子冲片结构优化前后仿真结果对比方案保派系教扭矩波动脉动占比THD原状态0.6566SNm5.4%17%羟整车时比验证，优化传子冲片磁钢夹角后，整车坡道起步及坡道始行工况车内120HZ亲鸣声明显出善，结果如图2优化后。整车起步抖动整车山静止状态起步行驶,主观评价整车行明显间歇性抖动现象.通过对整车CAN信号的读取与分析，电机转速曲跳在Q500rpm间有较大转速波

5、动（如图3优化前,红色曲或），电机转速波动产生激励力通过毋置传递到车身，引起整车起步抖动向司，对该电机低转速05rpm区间增加扭矩补偿控制策略：（1）电机低速扭矩补借系数（2.5）：（2）电机转速控制灌波补偿系数10）,t4U姓整车对比验证，电机增加低转速扭矩补偿后（见图2优化后,黄色曲戏）,整车起步电机低转速波动明显降低（见图2优化后，红色曲段），主观评价整车起步抖动办明显改善,减速能量回收电机阶次喊叫整车在开启减速能信回收工况，电机转速由35OOm降到130OrPm期间，主观评价军内有明显离频啸叫声，关闭ffet回收功能则哪叫声消除，故该咪叫声与能吊回收时电机反拖发电相关。通过测试彩图分析

6、.减速能量回收工况车内噪声24阶、48阶明显较大（见图4）。该样车电机转子为8成极,定子为48梢单层绕组结构,通过声音谑波【可放及阶次相关性分析，确诊该味叫泮主要由电机M速能破回收反向毡励产生.优化电机定子境组形式为双饶组（见图5）,双绕组电机能改善电机感应电动妗和磁动势的波形。在能依回收过程中能有效的减小电机扭矩波动，减小法频及其他谐频阶次振动噪声。经整车对比验证,定子双境组电机能彳r效降低在减速能量回收工况因电机反向磁励引起的车内中高频阶次啸叫声。优化对比结果见图6-7,加速工况靴速器啸叫整车在全油门加速工况（0-300OrP11O.主观评价车内有严重的%叫高频声.通过测试彩图分析与滤波回

7、放,车内啸叫声阶次主要为8.83阶、17.66阶、35.3阶、27阶、54阶.该样车试速器为单速比7.82.一级减速齿轮副齿数比ZVZ2=2方2,主M历轮副齿数比ZyZ4=1.Z69.故其一阶犍逑齿轮阶次基频为27阶，二阶谐频为54阶：主减齿轮副基频阶次为8.83阶、二阶清频为17.66阶、四阶谐频为35.3阶.加速啸叫阶次与减速湍齿轮阶次基频及谐频对应.整车全油门加速时，电机扭矩峰位输出，减速器齿轮受拨荷力大，齿轮假投哂合不平枪，引起减速器传递误差大，从而产生明显的加速啸叫噪声，减速器啸叫声47原因主要为：（1）齿轮受力不均的载或突变：（2）齿轮嘀合进入与退出冲击：（3）齿面相对滑动及摩擦力

8、变化；（4）华轮刚性变化和并性变形导致载荷变化：（三）齿轮误差造成运转不均.对该样车减速器进行台架现点试验,结果整示主减齿轮副及一蟆取速为轮副均存在一定程度偏载现象.如图9所示.根据齿轮台架斑点试蛤结果进行齿轮微观修形：(I)级减速主动火轮齿顶修峰6-20m:输入主动为舱蝶板角修形由125m到1715m:正驶面螺旋角修形-15-5m:(2)主战齿轮副齿宽+2mm,蝶旋角修形-1.S-5m:(3)主M齿轮副主动齿轮齿麻齿向倍形1020um;主动齿轮齿也修形BPHm；(4)输入轴向间断OO39mm优化为(TO.1.mm0优化后仿式齿轮传递误至降低(见表2).齿轮6架座点验证无明显偏载现阪.如图10

9、所示.表2减速器传递误差仿真优化前后结果对比状态传递误差Am我荷优化前176100%正挈经整车洲试脸证，减速器火轮船观修形优化后，加速乍内网速器阶次方叫自有所改善,结果如图11优化后.揖空泵噪汽口空京的作用是绐制动助力系统提供真空.区别于传动燃油乍，纯电动车因缺少发动机进气系统支管提供的真空.故必须配置一个独立工作电动真空泵.该电动车真空泉为旋叶式结构8.叶片数S片，布也于左前机舱纵梁内侧，采用一级隔振设计，隔振橡胶儒氏硬度为60HA,隔振效果较差。当连续踩制动踏板时，直空泵持续运行5-7秒，工作转速约为440OrPm,主观评价年内噪声直空泵大较大，通过测试分析车内真空泵噪声主要贡献频率为叶频

10、367HZ及其谐频(见图13红色曲线.对真空泵支架进行隔振优化,如图12所示：(1)降低直空泵橡胶软珞硬度为45HA；(2)真空泵一级隔振优化为：级隔振，JIE基支案一烬N撼tt!21.t*c100tMme算率真空泵布置应首选布置于动力总成1.经真空泵软垫和悬置双重隔振：其次布置于车身有较强动刚度的竹架梁上，尽信远离骂物就，且有足够的隔振设计.空调压缩机噪声空调压缩机是给空调系统冷媒循环提供舞动力的装置，当车内空调开启时，空调压缩机压缩气态冷媒为高温液态,经冷凝器冷却后通过膨胀的气化吸热,降低蒸发零淑度,在鼓风机作用下为车内提供冷风,该样车空调压缩机为涡旋式电动压缩机3-司，布Ja于动电机外侧

11、跳靛经悬巴隔振.整车定次开启空调工况，空调压缩机转速恒定为25OOrpm,工作转速较高且振动激励较大，引起年内噪声大及方向盘振动大。经测试主要贡献阶次为压缩机域频41.8Hz.(见表4和图16优化的.整车定置乍内空调压缩机噪出振动优化方向：(1)优化控制面板，降低空调压缩运行转速：(2)优化降低空调压缩机单体运行振动哄声：空调压缩机控制面板优化9)。对整车空调东海机进行10-30rpm转速扫频测试分析.结果见图13-14.空调JK缩机在2100rpm时与低速档冷却风扇2100rpm偶合.在200OrPm时与方向盘横向和垂向模态分别为326Hz和33.5Hz偶合产生共振拍频，故优化空调面板控制策

12、珞，压缩机转速根据车内温度自适应调节1500200OrPm.车内ifi度检定后工作转速约18rpm.避开了方向盘模态和冷却风痛基烦.HHHniHHHiHIIi对篁调压缩机单体迸行25OOrpm定转速台架测试分析，其近场噪声及壳体振动相对较大，故而在空调压缩机结构上进行优化口0）：（1）高压流道结构优化：（2）电机转子动平衡优化：（3）电机PWM电流正弦波形优化。空调压缩机优化后进行台架测试船证，空调压缩机光体振动及近场噪声有明显改善，结果对比见表3.表3台架-空调压缩机250OrPm噪声振动结果对比台架近场峰声（dB）壳体振动50-2000山(n*2)XYZRSS优化前64.01.464.80

13、3356.03经整车利试粉证，同时优化空调压缩机及控制面板后，第乍定置开空调工况，车内噪声及方向盘振动明故改善,结果见表4及图15优化后.表4整车定置开空调车内噪声振动蕤证结果整车瞥驶员右耳dB（八）方向盘振动0200H,(m*2)优化前432032空调压缩机应布置于动总上经公也隔振,压缩机管路与车身接附点应有限振设计，压缩机高压出管与低压迸管应设计足够长度软管以利于振动解相衰M：空调压缩机支架应潮免悬料结构，尽量提升支架模态频率：在满足冷却要求前提卜，尽量降低压缩机工作转逑，且要与冷却风痢转速和方向盘固有频率避频.电子冷却水泵噪声电子冷却水泵作用是驱动水循环系统为电机及控制器提供冷却，当整乍

14、在进入动力输出工况时(即D挡/R挡，电子冷却水泵开启运行。该样车电子冷却水泵布置于动总减速器上经水泵U型橡胶支架及悬置二级1.振.但水管管夹直接固定于车身前横梁.且管路过盈卡接于前端框架.能车在定置状态PrVN档切换到D挡/R挡时，车内背景噪声极低，主观评价电子冷却水泵启动噪声相对明显，易被客户感知。经测试分析，电子冷却水泵噪声主要贡献频率为翦频78Hz、谐IS310Hz、387Hz,464Hz、542Hz.见图17红色曲线，通过管路出前端框架和车身前横梁管央传递到车内.对水管管路隔振进行优化，如图17所示：(1)管夹1优化为隔振管夹：(2)前端框架与水管之间卡接增加隔振塞经整车测试验证,优化

15、后车内电子冷却水系单体运行谐频煤声大福降低，总向压级由除状态291.d8（八）降低到25.0dB(A.改善明显，见图18,水溟制嫌及:11taM电f冷却水泵首选应布置于动力总成上经处置隔振,此次布置产车身令架梁上，但须行足期隔振设计，管路应尽僦避免连接在车身结构上，管夹应市隔振设计。空调辅热水泵噪声空调辅热水先作用足为空冏辅热系统水循环提供动力.当年内暧风轴热开启时.PTC加热提升水温，空网辅热水泵运行费动水路循环，通过蒸发器给车内供暧.该样车空调辅热系统采用单水泵.驱动，水泵单体噪声振动较大，且布置前端框架右侧梁上，隔照设计不足,主观评价整车定置开启暖/铺热工况车内噪声大经测试分析，车内噪声

16、主要贡献阶次为电子冷却水泵基颇及谐城,见图20红色曲线.对空调辅热水泵结构及油振优化，见图19：(1)降低系体振动及辎射味声；(2)优化水系与乍价的陶振。经整车测状验证，优化水泵及隔振支架时年内因水泵激励羽起的噪声有明显改善。车内噪声轴热水柒基嫉和谐版大幅降低.总声乐级山原状态507dB(A降低到38.5dB（八）明显改善,见图20.、？I(VW1.n出*.强仅Z空调辅热水泵向电子冷却水系首选应布汽F动力总成上经悬置隔振，其次布词f车身动刚度较大骨架梁上，但须有足的隔振设计，另外选择激励较小的水泵能有效提升其NVH性能.抵置隔娠悬固.是用于支掉电动汽车动力总成件(EPT)并起到减少和控制动总激

17、励传递的作用。悬置刚度大小将H按影响悬置阳振效果，从而影响车内噪声振动.该样车悬置系统为左、右、后三点式布置.且主方向设计刚衣较高隔振不足，电机、减速器、空调压缩机等激勘通过悬说传递到车身.该样车主观评价加速工况车内噪声振动大.经测试分析，加速车内映声8.83阶、17.66阶、265阶等阶次能依较大，见图21优化前。结合阶次分析，减速器阶次激励通过总列传递车身，因悬置刚度大的振不足，弓I起加速车内噪声振动大。在保证疲劳耐久及可靠性前提下适当优化降低悬置主方向刚度以提升隔振性能.从而达到降低车内噪声的目的,怂比刚度优化见表5.表5悬置刚度优化对比名称If1.示静刚度（NZmm）方向优化前优化Si

18、左量量0X/YZIZ33016$右悬置.X/Y/ZZ333I6S后悬置1&X752320Y/经整车测试验证，优化降低悬前松胶刚度后，M速工况车内M速器阶次噪尚8.83阶、17.66阶26,5阶均有较为一定程度降低改善,见图21,JOOIMOISQOMOO:SOO3MO9/4电动汽车加速电机担陆较大，过低的后悬置刚度在急加速/急减速工况，易造成后悬置主簧压死甚至撞击产生抖动或异响间遨：悬置支架应设计有足鲂而模态以降低共振风险：S说村套设计更大尺寸以狭得更小的动静比：悬置车身安装点动刚度应足町岛.枪胎空腔模态共振通过溯试分析，在加速工况车内噪声210HZ存在明显共振带，经相关性分析为轮胎空腔模态共

19、振再经底盘悬架传递乍身引起车内共振带噪声,见图23优化前.在轮船内壁圈粘贴吸音棉填充轮胎空腔,可改变轮胎空腔模态，如图22所示.经整车测试验证,轮胎填充吸音棉对加速不内210Hz共振带有明显改沔.结果见图23.02结束语本文概述了纯电动汽车常见的一些NVH问题,包含坡道蠕行我吗、起步抖动、减速能量网收电机啸叫、加速工况诚速器啸叫、真空柒噪声、空调J卡缩机噪声、电子冷却水泵噪声、辅热水泵映声、以及悬置隔振和轮船空腔共振带等,通过测试分析，描述了各个问卷的咬两振动领谱特征，以及相关优化控制策略，旨为纯电动汽车NVH性能开发和优化提供参考与借鉴。附参考资料：某纯电动车电液制动系统振动噪声问题的冽试分

20、析与改进地籽汽车电动化、智能化和无人驾驶技术的深入发展，线控制动技术被大量广泛地应用于新能源纯电动车型，而市场用户对制动过程的舒适性要求越来越高，因此，如何快速解决整车的制动NVH问题，如何提高统控制动系统的集成水平，这是困扰目前新能源汽车制动系统设计开发的技术琲题.以某纯电动汽车制动圈板抖动与异响同钝为研究背景.系统地阐述测试排查过程，识别分析出潜在的激励源与传动路径：探讨液压系统产生流致振动喉*的潜在机理，提出具体的工程控制方法；并通过制动能域回收策略方法的优化，通过实车驾评和测试粉证该措施方案的有效性.，研究成果时于提升新能源汽车制动NVH问题的解决能力和正向集成开发有着较理要的工程指导

21、价值，关迸词：声学：纯电动汽车：电子液压制动系统：线控制动：NVH；流致振动嵯出引言EHB(E1.ectricHydrau1.icBrake)电子液压制动系统是从传统液压制动器触础上发展而来的机电一体化制动系统,无需真空源,旎够实现制动能0：回收功能,增加续肮里程.是现今智能汽车线控底盘领域的关键技术之一，己广泛应用于新能源纯电动车型.由于EHB以液压系统为剜动能计源，液压系统与电控系统之间的技术融合存在定的复杂性，可能在制动力矩的瞬时外调与分配过程中，影响驾驶平帆i性和制动舒适性.尤其是纯电动汽车的低速制动过程中.法少发动机和路面激励噪声的掩蔽,制动过程的振动噪声向题就更加突出.更容易被驾乘

22、人员感知和抱怨1一2.目前，新能源汽车行业内主要研究电盟传动和热管理系统的NVH问8S,以及跣噪和风噪，而对制动能量回收过程中引起整车振动噪声问题的研究较少。Roberts等发明了一种椎形内腔结构明尼器内置在AByAnti-IOCkBrakeSYStem画体中,以降低IK力脉动与冲击效应.Seongho等4采用1.FC(1.inearFknVContrO1.)算法控制ABS系统电礴阀的动态作动特性，降低了液压伺服系统的流致噪声。Zhu等5也提出了,种A8S系统电机的精准控制算法，通过一维仿真分析方法脸证了可以改湃压力脓动和噪声。Mauro等67)通过搭建的EHB系统便件在环分架.试脸脸证了提高

23、控制电极阀时:宽冏制的频率,可以降低阀芯高速运动的行程，从而改善制动踏板抖动向咫,郑艳丹等提出了种电动汽车再生制动系统的制动踏板憾评价指标方法，但是国内外很少有文献资料阐述整车开发过程中解决EHB制动系统NVH何烟的具体案例，以及相关的工程化措施方案.本文介绍某纯电动汽车低速行胶制动系统NVH问时的测试分析与排查过程,探讨ESC(E1.ectronicStabi1.ityContro1.1.er)总成压力脉动激励导致制动踏板抖动和并常映出的潜在机理，提出工程解决的思跖，并通过制动健就回收策珞的改进，实车测武验if了该优化方案的有效性，这对于提升纯电动汽车制动NVH开发水平有着较重要的参考借签价

24、值，1电液复合制动系统方案的简述如图1所示，该纯电动车型采用EHB电子液压红合线控制动系统,基础制动采用了对角分布的双回路管路设计，前制动器为单活塞内通风盘式，后制动器为EPBIE1.ectrica1.ParkBrake)电子驻车功德集成的实心盘。制动助力那则采用了非解料式的机电向眼机内，由骤动电机、电控单元、机械传动机构、串联式制动主缸、落板行程传感涔和连接推杆等部件组成.当驾驶员踩下制动踏板,利用传出器采集制动踏板位移和速度，并将信号处理后传递给电控单元，经计能和分配.岖动电机所提供的扭矩，再由机械传动装汽转化为伺服制动力，与踏板力共同推动制动主缸活塞运动，向各车轮的轮缸分系提供液压制动力

25、，快速精准地实现制动效能.图1整车的电控液压制动系统设计方案同时，ESaEIectronicStabi1.ityComroHer）总成系统集成j回馈力矩与液压力矩的协调功假，可实现CRBSCooPeratiVeRegenerativeBrakeSyStemS）协调式制动能质问4策略，具行体枳小、理盘轻、响应快速和设计模块化等优点,具有满足功能安全的冗余设计.2问即描述该紧凑型纯电动轿车搭我了“三合一”的集成式前电驱系统，当以低于30km/h速度行驶时，在快速踩卜踏板的轻度或中度制动过程中,驾驶员能明显感知到制动踏板的抖动，同时听到“咔咔”的异常噪声,但推乍没有耸动现象.由于纯电动车低速行驶时的

26、车内背景嵯出较低,这种异常抖动和映加会严柬地降低乍辆的低速制动舒适性，容易引起市场用户的抱怨与投诉。由于这种瞬意工况振动噪泮问题的影响因素较多，对数采测试技术的要求较裔，因此原因排查和工程解决的难度较大。2.1整车状态的振动噪声测试分析为了更准确地测试分析该车型低速制动_E况下异常振动噪声时阳的故砥特征，以及诊断排衣潜在的原因机理，因此，分别在ESC本体、液压连接管路、制动主打光体和制动踏板，以及与车身询视板的连接位置布IS了振动加速度传感器，在车内驾驶员左耳网近布置麦克风.如图2和图3所示.洪试工况为在平直光滑路面J车辆缓慢加速到30km/h.松开油门滑行，再快速地踩下制动踏板，同步进行制动

27、操作和振动噪声信号的采集，图2整车测试的传感器布置示意图.ZJ1.ESC本体2 .左前纵梁3 .连接管4 .制动主缸5 .制动液壶6 .车身前壁板（八）乍内麦克风、ESC电机和连接支架的振动传感罂(b)制动主缸和车身前困的振动传感器图3整车测试的传感器现场布徨2.2整车测试结果的分析根据图4中的各个振动位置时域洲试结果,通过时各测点振动信号时域特征分析和书顺回放对比.并结合主/客观评价的辨识.可以准确地识别出各通道振动噪声信号的瞬时过程，以及波形特征和幅值水平等.Oo055555577-7.Z26.0.sQo.-0.s-O.型线液石布景Bd/之三（八）机械传动摩擦区域(b)制动踏板抖动和“咔咔

28、河”异响区域图4制动过程的第车测试时域特征分析如图4所示，可以得出:(1)由于低速行驶时路面激励和制动操作的背景噪声较大，车内麦克风测状的声压信噪比较低，声音通道的脓冲特征不显著：(2)在年辆的快速制动过程，制动系统的各主要部件都存在较明H的05杪左4振动脓冲特征区间,并且与踏板抖动的时间范围相重合：（3） ESC本体的瞬时冲击波形最为清晰,且其振动福伯也最大，娠动加速度峰值接近7g,与制动主缸连接的液压管路表面振动蜂伯约为2g,都远远大于其他位置的振动：（4） ESC总成与车身左（前双梁连接位置的振动特征G小，可以推测这不是主要的结构振动传递路径：（5） ESC本体与车内制动踏板的异常振动区

29、间虽然更合,但振动波形却有明显的差异，因此推测踏板抖动的主要晚因可能是制动主近增压过程中，ESC总成液压伺服单元工作时压力脉动通过管路和电动助力系统传递到制动踏板：（6）快速踩下制动踏板时,制动主缸光体和车身前围板的振动存在连续的非拓斯信号特征，推测这是电动助力系统中机械传动工作过程产生的.如图5的制动踏板与E3C总成的振动时烦诺利试时比分析的结果所示；制动过程初期的红色高亮区域野态冲击振动噪声特征，容易被踏板快逑踩踏的背景啡节掩盖，并不是车内用户关注的重点NVH问题：而从3板抖动的时间对比上,略微滞后于ESC总成的振动，这j液压系统作动过程的延迟响应特性相关：并且，ESC总成光体的振动频谱特

30、征主要为2OOoHZ左右，这主要与ESC液压伺眼系统内柱盗泵或电磁观的阀芯瞬时撞击过程相关，且远高于制动踏板的振动特征频率。这些现象说明该车型的制动振动噪声问即很可能与液虚波动直接相关.CQp三isu?1204321043210ZHau三忙SC总成本体28.028.428.829.2.30.0踏板抖动和“咔咔声”异响时段时间/s图5制动踏板和ESC总成的振动时猱进测试分析2.3路径排企的评价分析根据以上整车测试结果的分析与原因推测，通过隔禹或扰动EHB制动系统与车身领金的搭接方式,在综合性能试验场的沥声光滑高附路面上.驾驶员多次理更操作与主观评价车辆D档低速行驶制动过程的车内振动味声情况,以快

31、速地排查与验证传递路径的潜在影响因素。经多次的实验论证和主观评价对比，完全拆除EsC总成与前双梁的连接螭性，隔断液压首路与车身例的全部搭接点,以及在电动助力系统与前IkI板之间增加隔振檎胶，或者在前围板上宜接钻接金属质量块等扰动方式制动踏板振动和异响现象鄢没有明显的变化.然而，将制动主缸的两根液压连接金制管更换为松胶软管，制动过程的舁常娠动喉声问珊则有所改善：另外，在由新加注制动液的操作时，管路内直空展也能显若影响该问题的主观博知水平,这也扰动试的进一步说明控制制动液压伺服系统的压力脓动是解决踏板抖动和异响的关键要素.3潜在原因分析与工程解决思路3.1EsC总成关潴部件的动力学特性分析HUC液

32、压控制单元主要由电机、柱塞泵、压力传礴器、电控单元、阀体和电癌阀等祖成.如图6所示.通过直波电机偏心轴驱动柱塞泵和电磁阀的高速开关运动除出与控制各个通道的制动压力，但这也常常引起液压系统的振动噪声何时，图6ESC总成内部结构示意图柱塞泵和电动机信心轮位置如图7所示，由修心轮的电动机驱动，在/压油阀芯之间形成一个密闭的柱塞腔,其输出流MQ和偏微分表达式如下：Q=yt3,Mi1.HCMf1.(211Xt)(I)一尊，胪而(2TM)(2)Ot式中：d为柱塞直径,e为电机偏心轴距离,O为偏心轮转动角度,N为电机转速.由式(1)和，虫2)可知，泉油流盘脓动与电机转速和偏心矩S计存在直接关系.偏心距X图7

33、偏心柱塞奴工作原理的简化示意图此外，ESC液压控制堆元中的增压阀、减J玉税、吸入阀和限压税等均为高速开关电磁阀.是电/出机/液的张耦件系统，其电偎力由电流、电感、电磁柱塞和铁心之间的气隙决定,通过脚芯的运动学方程推3,可得到轴向液动力方程为：A-三2vM-(p,+2r-tm)1,+(1.-WMa图11低速制动能崎回收策略标定优化的测试对比5结语随着电动化、智能化和无人驾驶等汽车技术的深入发展，以及市场用户对制动舒适性要求的越来越高,整乍线控制动领域的NVH性能集成与开发技术就愈发Jg要.本文以某纯电动汽车制动踏板抖动与异响同时为研究背段，系统地阐述了测试排查过程，识别分析出激励源与传动跖径；并

34、且，探讨了ESC总成液压伺服系统产生流致振动噪声的潜在机理，提出了具体的工程化控制方法：G后，通过制动能埴回收策略方法的优化，实车驾评和测试粉证该措施方案的有效性.这对于提升新能源汽车制动NVH向麴的解决能力和正向集成开发有着较曳要的工程指导价值.当前，在缩短纯电动汽车研发周期的趋垮下，济要整车OEM厂家和供应商的协调合作,基于制动系统的硬件在环台架(H1.1.)进行充分的尊法优化与功能验证,在开发前期就规避奴朵系统集成中的一段振动噪声何即.以提高整车研发效率,减少后期设计变更.参考文献(1廉晶晶，张杰，杨柳件，等.电动车制动真空泵对车内噪声影响机制分析【几噪声与振动控制，2019.39(2)

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36、GZHU,JIAPENGGONG,JIANZHAO,eta1.Accuratespeedcontro1.oftheDCmotorforanti-1.ockbrakingsstemC/SAEPaper,2015,2015-01-0654.(6 MAUROVE1.ARDOCCHIA.AMethodo1.ogytoinvestigatethedynamiccharacteristicsofESPandEHBhydrau1.icuits(C)/SAEPaper,2006,2006-01-1281.(7 A1.DOS0RNI011I,MAUROVE1.ARDOCCHIA.Hardwarein-the-1

37、.oo(H1.1.)testingofESP(E1.ectronicstabi1.ityprogram)commercia1.hydrau1.icunitsandimp1.ementationofnewcontro1.Strategies(C)/SAEPaper,2004,2004-01-2770.(8好艳丹，彭刚李光军，等.电动汽车可生制动系统制动踏板感评价研究K】SAEC,2020:2536-2S40.(9李亮，宋健,韩宗奇,等.用于电子稔定程序ESP在线控制的液压模型和反模TU)机械工程学报,2008.44(2)：139-144.【参考文献】1王斯博,赵薇超,李志宇,等.电动车永SH可步

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