電動(dòng)汽車(chē)電機(jī)總成懸置系統(tǒng)仿真分析及優(yōu)化

鄒小俊，張寶，王在波，劉茵秋，李超

(南京依維柯汽車(chē)有限公司，江蘇 南京 210028)

全球能源危機(jī)、環(huán)境污染問(wèn)題日益嚴(yán)重，純電動(dòng)汽車(chē)作為新能源汽車(chē)的一個(gè)重要方向，符合國(guó)家節(jié)能環(huán)保的發(fā)展趨勢(shì)，國(guó)內(nèi)諸多汽車(chē)制造廠和研究機(jī)構(gòu)對(duì)電動(dòng)汽車(chē)進(jìn)行了深入研究[1]。電動(dòng)汽車(chē)與傳統(tǒng)內(nèi)燃機(jī)汽車(chē)的振動(dòng)噪聲源差別較大。傳統(tǒng)內(nèi)燃機(jī)汽車(chē)的噪聲主要來(lái)源于發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲、進(jìn)排氣噪聲、散熱風(fēng)扇噪聲、傳動(dòng)系統(tǒng)噪聲、路面輪胎噪聲、車(chē)身振動(dòng)噪聲和風(fēng)噪聲[2]。電動(dòng)汽車(chē)由于沒(méi)有發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲和進(jìn)排氣噪聲這兩大主要噪聲，其噪聲比內(nèi)燃機(jī)汽車(chē)噪聲在一般工況下減小很多[3]，但由于電動(dòng)汽車(chē)驅(qū)動(dòng)電機(jī)的特殊性，在加速時(shí)電機(jī)會(huì)產(chǎn)生轉(zhuǎn)矩波動(dòng)，并且瞬時(shí)轉(zhuǎn)矩沖擊較大[4-6]，這些振動(dòng)和沖擊會(huì)傳給車(chē)架，引起車(chē)內(nèi)振動(dòng)噪聲和部件的疲勞破壞，此時(shí)噪聲比內(nèi)燃機(jī)汽車(chē)噪聲要大。

牽引電機(jī)通過(guò)懸置系統(tǒng)安裝在汽車(chē)車(chē)架上，懸置系統(tǒng)支撐電機(jī)的重量，對(duì)動(dòng)力總成與車(chē)架間的振動(dòng)起雙向隔離作用[7-9]。驅(qū)動(dòng)電機(jī)在工作過(guò)程中，在懸置系統(tǒng)某一個(gè)自由度方向作用變化的激振力，并引起該方向的振動(dòng)時(shí)，導(dǎo)致其他自由度方向的振動(dòng)，出現(xiàn)耦合振動(dòng)。由于耦合振動(dòng)擴(kuò)大了振動(dòng)頻率的范圍，為了達(dá)到相同程度的隔離效果，懸置必須要更軟，從而使得穩(wěn)定性降低。因此，需要對(duì)懸置系統(tǒng)進(jìn)行解耦優(yōu)化。

目前對(duì)電動(dòng)汽車(chē)噪聲的研究大部分是沿襲內(nèi)燃機(jī)汽車(chē)的控制方式與設(shè)計(jì)方式，本文建立電機(jī)總成懸置系統(tǒng)六自由度模型，計(jì)算電機(jī)總成懸置系統(tǒng)的固有頻率和能量解耦率，并通過(guò)改變電機(jī)懸置的位置和剛度對(duì)電機(jī)懸置系統(tǒng)進(jìn)行仿真優(yōu)化，以期降低電動(dòng)汽車(chē)懸置系統(tǒng)的振動(dòng)噪聲。

1 模態(tài)解耦率計(jì)算的基本理論

從能量角度來(lái)說(shuō)，模態(tài)解耦是指系統(tǒng)在某個(gè)方向的作用力所做的功全部轉(zhuǎn)化為系統(tǒng)在該方向的能量，即沿著某方向的激振力只能引起該方向上的振動(dòng)[10]。系統(tǒng)的解耦程度通常用模態(tài)解耦率來(lái)表示，模態(tài)解耦率是指在廣義坐標(biāo)上某個(gè)模態(tài)分配到的動(dòng)能占系統(tǒng)總動(dòng)能的比例。在某階頻率下，當(dāng)模態(tài)能量占總能量的98%時(shí)，表明該模態(tài)能量非常強(qiáng)，也即表明該頻率下的該模態(tài)占主導(dǎo)地位，其解耦程度非常高。如果各階模態(tài)的解耦率均為100%，表明它們彼此獨(dú)立，進(jìn)行系統(tǒng)分析可以將各階模態(tài)當(dāng)作單自由度系統(tǒng)來(lái)處理[11]。

模態(tài)解耦率的計(jì)算方法如下[12]：

1)計(jì)算電機(jī)懸系統(tǒng)的固有頻率主振型矩陣

固有特性的分析不涉及到外界激振力的影響，因此通?？梢詫抑孟到y(tǒng)簡(jiǎn)化為自由振動(dòng)系統(tǒng)，又因?yàn)樽枘釋?duì)系統(tǒng)的固有特性影響較小，因此在固有特性的計(jì)算過(guò)程中可以忽略阻尼的影響[13]，則系統(tǒng)的振動(dòng)微分方程為

(1)

式中：M為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣；q為系統(tǒng)的廣義坐標(biāo)；K為系統(tǒng)的剛度。

式(1)的特征方程為

det(K-ωi2M)=0

，

(2)

式中：ωi為圓頻率，rad/s，ωi=2πfi，其中fi為第i階固有頻率，Hz。

通過(guò)式(2)計(jì)算得到動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的六階固有頻率f1，……，f6(對(duì)應(yīng)的圓頻率分別為ω1，……，ω6)。

系統(tǒng)的齊次線性方程為

(K-ωi2M)Ai=0

，

(3)

將ωi代入式(3)，可求得非零解向量Ai，Ai則為固有頻率fi對(duì)應(yīng)的振型向量，從而得到振型矩陣。

2)計(jì)算在廣義坐標(biāo)上某個(gè)模態(tài)分配的動(dòng)能

第k個(gè)廣義坐標(biāo)上分配的動(dòng)能

(4)

式中：Ai為第i階振型向量；aik、ail分別為Ai的第k個(gè)元素和第l個(gè)元素；mkl為系統(tǒng)質(zhì)量矩陣的第k行l(wèi)列元素。

3)計(jì)算能量解耦率

即計(jì)算在廣義坐標(biāo)上某個(gè)模態(tài)分配到的動(dòng)能占系統(tǒng)總動(dòng)能的百分比。第k個(gè)廣義坐標(biāo)上分配到的動(dòng)能占系統(tǒng)總動(dòng)能的百分比

(5)

2 計(jì)算電機(jī)懸置系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)參數(shù)

原車(chē)電機(jī)采用四點(diǎn)懸置，每個(gè)懸置的結(jié)構(gòu)和剛度相同，左右對(duì)稱(chēng)，橡膠懸置安裝角度相對(duì)于整車(chē)傾斜30°，電機(jī)相對(duì)于整車(chē)坐標(biāo)系繞y軸向后傾斜5°。如圖1所示。

整車(chē)坐標(biāo)系以電機(jī)質(zhì)心為坐標(biāo)原點(diǎn)，水平向前為x軸正方向，正上方為z軸，電機(jī)質(zhì)量為180 kg，計(jì)算電機(jī)質(zhì)心坐標(biāo)系下整車(chē)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量Ixx、Iyy、Izz分別為2 525 062、3 091 740、3 091 740 kg·mm2。Ixy、Iyz、Izx均取零。測(cè)量懸置點(diǎn)的坐標(biāo)如表1所示。

圖1 電機(jī)懸置結(jié)構(gòu)圖

表1 原車(chē)電機(jī)懸置點(diǎn)坐標(biāo) mm

3 建立電機(jī)懸置系統(tǒng)仿真模型

圖2 懸置系統(tǒng)的ADAMS模型

電機(jī)懸置系統(tǒng)一共有沿x、y、z軸方向的平動(dòng)和繞x、y、z方向的轉(zhuǎn)動(dòng)6個(gè)自由度，因此系統(tǒng)存在6階固有頻率。利用多體動(dòng)力學(xué)分析軟件ADAMS建立電機(jī)懸置系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型,如圖2所示。利用Vibration模塊計(jì)算原系統(tǒng)的固有頻率和能量解耦率，計(jì)算結(jié)果如表2所示。由表2可以看出，原電機(jī)懸置系統(tǒng)固有頻率為8～34 Hz，大于內(nèi)燃機(jī)汽車(chē)(3～25Hz)，繞電機(jī)軸線方向(即繞x軸方向)振動(dòng)的固有頻率為33.42 Hz，遠(yuǎn)大于傳統(tǒng)內(nèi)燃機(jī)汽車(chē)車(chē)。

在某一固有頻率下，能量解耦率數(shù)值最大的方向?yàn)槟芰空純?yōu)方向[14]。由表2可知：固有頻率為8.53 Hz時(shí)，懸置系統(tǒng)在沿x、y、z軸方向的平動(dòng)和繞x、y、z方向轉(zhuǎn)動(dòng)6個(gè)方向的動(dòng)能分布分別為88.16%、0.02%、6.25%、0、5.57%、0，說(shuō)明系統(tǒng)主要沿著x方向振動(dòng)，即8.53 Hz是懸置系統(tǒng)x方向的固有頻率。最理想的情況是，對(duì)于系統(tǒng)的每階固有頻率，能量只分布在一個(gè)方向上。

表2 原電機(jī)懸置系統(tǒng)固有頻率和能量解耦率

從表2可以看出:沿x、y軸方向和繞x、z軸方向4個(gè)方向固有頻率的能量解耦率高于88%，解耦效果良好；而沿z軸平動(dòng)方向和繞y軸轉(zhuǎn)動(dòng)方軸解耦率較低，說(shuō)明存在較嚴(yán)重的振動(dòng)耦合。懸置系統(tǒng)沿z軸方向振動(dòng)的固有頻率為10.39 Hz，此時(shí)系統(tǒng)的能量主要分布在沿z軸平動(dòng)(59.04%)和繞y軸轉(zhuǎn)動(dòng)(28.02%)方向；懸置系統(tǒng)繞y軸轉(zhuǎn)動(dòng)方向的固有頻率為20.28 Hz，此時(shí)系統(tǒng)的能量主要分布在繞y軸的轉(zhuǎn)動(dòng)(66.28%)和沿z軸的平動(dòng)(32.80%)方向，在這兩個(gè)固有頻率下，系統(tǒng)的主要能量同時(shí)分散到了兩個(gè)方向。因此，需要對(duì)原懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化，提高沿z向和繞y向振動(dòng)的能量解耦率，并且保證固有頻率合理分配。

4 懸置系統(tǒng)優(yōu)化方案

1)改變電機(jī)的懸置位置

懸置剛度不變，將電機(jī)的兩個(gè)后懸置沿x軸向后平移112 mm。其坐標(biāo)如表3所示。電機(jī)懸置系統(tǒng)的固有頻率和解耦率如表4所示。

由表4可知：6個(gè)方向固有頻率的間隔都大于1 Hz，可以避免頻率太近，兩個(gè)方向同時(shí)振動(dòng)而造成振動(dòng)耦合[15-16]，滿足設(shè)計(jì)要求(原結(jié)構(gòu)的固有頻率的間隔都大于1 Hz)。各個(gè)方向固有頻率的能量解耦率均高于94%，好于原結(jié)構(gòu)。

表3 電機(jī)懸置坐標(biāo) mm

表4 電機(jī)懸置位置改變后系統(tǒng)的固有頻率和能量解耦率

2)改變電機(jī)的懸置位置和剛度

改變電機(jī)的懸置位置，電機(jī)懸置點(diǎn)的坐標(biāo)同表3。同時(shí)，減小電機(jī)的懸置剛度。懸置剛度降低后，系統(tǒng)的固有頻率減小，有利于隔振。原結(jié)構(gòu)電機(jī)懸置系統(tǒng)在x、y、z3個(gè)方向的剛度分別為90、100、495 N/ mm，改進(jìn)后電機(jī)懸置系統(tǒng)在x、y、z3個(gè)方向的剛度分別為90、90、400 N/ mm。電機(jī)懸置系統(tǒng)的固有頻率和解耦率如表5所示。

表5 電機(jī)懸置位置和剛度改變后系統(tǒng)的固有頻率和能量解耦率

由表5可知：電機(jī)懸置系統(tǒng)在6個(gè)方向的固有頻率相對(duì)于只改變電機(jī)的懸置位置有所降低，有利于提高懸置系統(tǒng)的隔振率，各個(gè)方向固有頻率的間隔也都大于1 Hz，可以避免頻率太近而造成振動(dòng)耦合。除了沿z軸方向的平動(dòng)，其他方向固有頻率的能量解耦率也較只改變系統(tǒng)的懸置位置時(shí)高。

仿真表明，同時(shí)改變電機(jī)的懸置位置和剛度[17]，優(yōu)化效果好于只改變電機(jī)的懸置位置。

5 電機(jī)總成位移及轉(zhuǎn)角校核

參考美國(guó)通用汽車(chē)公司針對(duì)傳統(tǒng)燃油汽車(chē)擬定的懸置系統(tǒng)28種工況計(jì)算規(guī)范[18]，制定電動(dòng)車(chē)輛動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)16種工況計(jì)算規(guī)范表，對(duì)動(dòng)力總成質(zhì)心的位移和轉(zhuǎn)角進(jìn)行校核。再根據(jù)動(dòng)力總成質(zhì)心的位移及轉(zhuǎn)角，分析動(dòng)力總成的包絡(luò)面，檢查動(dòng)力總成與其附近零部件的干涉情況。工況表格內(nèi)容和計(jì)算結(jié)果較多，這里只列出動(dòng)力總成質(zhì)心在x、y、z軸方向的最大位移lx、ly、lz，以及繞x、y、z軸方向轉(zhuǎn)動(dòng)的最大轉(zhuǎn)角α、β、Γ，如表6所示。

表6 動(dòng)力總成質(zhì)心的最大位移和最大轉(zhuǎn)角

從表6可以看出，在16種工況下，只改變電機(jī)的懸置位置與同時(shí)改變電機(jī)的懸置位置和懸置剛度兩種方案電機(jī)質(zhì)心的最大位移和轉(zhuǎn)角均小于原結(jié)構(gòu)，說(shuō)明動(dòng)力總成與其附近零部件不會(huì)發(fā)生干涉，滿足設(shè)計(jì)要求。

6 結(jié)語(yǔ)

1)利用ADAMS軟件建立電機(jī)懸置系統(tǒng)六自由度仿真模型，計(jì)算得到電動(dòng)汽車(chē)懸置系統(tǒng)固有頻率大于傳統(tǒng)內(nèi)燃機(jī)汽車(chē)，且繞電機(jī)軸線方向振動(dòng)的固有頻率遠(yuǎn)大于傳統(tǒng)內(nèi)燃機(jī)汽車(chē)，整車(chē)豎直方向和俯仰方向存在嚴(yán)重的耦合。

2)在ADAMS軟件環(huán)境中，采用改變電機(jī)的懸置位置、同時(shí)改變電機(jī)的懸置位置和剛度兩種方案對(duì)電機(jī)懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化，兩種優(yōu)化方案系統(tǒng)各個(gè)方向固有頻率的間隔均大于1 Hz，可避免頻率太近造成振動(dòng)耦合，系統(tǒng)各個(gè)方向的能量解耦率均較原結(jié)構(gòu)有所提高。同時(shí)改變電機(jī)的懸置位置和剛度后，系統(tǒng)在各個(gè)方向的解耦率均優(yōu)于只改變懸置系統(tǒng)的位置。

3)電機(jī)總成位移及轉(zhuǎn)角校核結(jié)果表明，改變電機(jī)懸置系統(tǒng)的位置和剛度后，電機(jī)質(zhì)心的最大位移和轉(zhuǎn)角均小于原結(jié)構(gòu)，說(shuō)明電機(jī)總成與其附近零部件不會(huì)發(fā)生干涉，滿足設(shè)計(jì)要求。

[1]徐燚, 吳彰偉.基于ADAMS的某客車(chē)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)分析及優(yōu)化[J].農(nóng)業(yè)裝備與車(chē)輛工程, 2013, 51(4):52-57.

XU Yi, WU Zhangwei.Analysis and optimization for automobile powertrain mounting system based on ADAMS[J].Agricultural Equipment & Vehicle Engineering, 2013, 51(4):52-57.

[2]陳南.轎車(chē)車(chē)身[M].北京：高等教育出版社，2000.

[3]劉顯臣.汽車(chē)NVH綜合技術(shù)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社, 2014.

[4]曹勇.電動(dòng)汽車(chē)內(nèi)噪音的分析與控制[D].武漢:武漢理工大學(xué), 2011.

CAO Yong.The analysis and control of electrical vehicle interior noise[D].Wuhan:Wuhan University of Technology, 2011.

[5]GOETCHIUS G. Leading the charge:the future of electric vlectric noise control[J].Sound and Vibration, 2011,45(4)：5-8.

[6]ALKHATIB F.Techniques for engine mount modeling and optimization[D].Milwaukee:University of Wisconsin，2013.

[7]趙立軍.電動(dòng)汽車(chē)結(jié)構(gòu)與原理[M].北京:北京大學(xué)出版社，2010.

[8]YU Y，NAGANATHAN N G，RAO V D，et al. A literature review of sutomotive vehicle engine mounting systems[J].Mechanism and Machine Theory, 2001，36(1):123-142.

[9]CHO S.Configuration and sizing design optimisation of powertrain mounting systems[J].International Journal of Vehicle Design, 2004, 24(1):172-181.

[10]沈志宏, 郭福祥, 方德廣,等. 基于能量解耦法的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].噪聲與振動(dòng)控制, 2010, 30(3):35-37.

SHEN Zhihong, GUO Fuxiang, FANG Deguang, et al. Optinal design of powertrain mounting system based on the theory of energy decoupling[J].Noise and Vibration Control, 2010, 30(3):35-37.

[11]呂振華, 羅捷, 范讓林.汽車(chē)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)隔振設(shè)計(jì)分析方法[J].中國(guó)機(jī)械工程, 2003, 14(3):265-269.

LYU Zhenhua, LUO Jie, FAN Ranglin.Design and analysis method for improving vibration isolation performance of automotive powerplant mounting systems[J].China Mechanical Engineering, 2003, 14(3):265-269.

[12]趙濤.汽車(chē)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)及軟件開(kāi)發(fā)[D].長(zhǎng)春：吉林大學(xué), 2005.

ZHAO Tao. Optimum design of engine mounting system and software development[D].Changchun:Jilin University, 2005.

[13]葉向好, 郝志勇.基于MATLAB的發(fā)動(dòng)機(jī)總成懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)研究[J].小型內(nèi)燃機(jī)與車(chē)輛技術(shù), 2004, 33(5):12-15.

YE Xianghao, HAO Zhiyong. The study of powertrain mounting system design based on matlab[J].Small Internal Combus-tion Engine and Vehicle Technique, 2004, 33(5):12-15.

[14]黃家銘.中型純電動(dòng)客車(chē)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)[D].鎮(zhèn)江：江蘇大學(xué), 2016.

HUANG Jiaming. Optimal design of the powertrain mount system in medium electric bus[D].Zhenjiang:Jiangsu University,2016.

[15]張小紅.動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)仿真分析、優(yōu)化和設(shè)計(jì)流程[D].長(zhǎng)春：吉林大學(xué), 2012.

ZHANG Xiaohong. The simulation analysis and optimization and design process of power-train mounting system[D].Changchun:Jilin University, 2012.

[16]OKWUDIRE C E, LEE J. Minimization of the residual vibrations of ultra-precision manufacturing machines via optimal placement of vibration isolators[J].Precision Engineering, 2013, 37(2):425-432.

[17]侯勇, 趙濤.動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)解耦設(shè)計(jì)[J].汽車(chē)工程, 2007, 29(12):1094-1097.

HOU Yong, ZHAO Tao. A study on decoupling design of engine mounting system[J].Automotive Engineering, 2007, 29(12):1094-1097.

[18]郭榮, 章桐. 汽車(chē)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)[M].上海：同濟(jì)大學(xué)出版社, 2013.