電動汽車動力總成懸置系統優化

李堯堯, 王 暉

(江蘇大學 汽車與交通工程學院，江蘇 鎮江 212013)

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電動汽車動力總成懸置系統優化

李堯堯, 王 暉

(江蘇大學 汽車與交通工程學院，江蘇 鎮江 212013)

建立了某電動汽車動力總成懸置系統六自由度數學模型和ADAMS仿真模型，對系統進行了模態分析和振動響應分析,研究了系統的振動特性。選擇動力總成懸置支承處動反力最小為優化目標，各個懸置的軸向靜剛度為設計變量，動力總成固有頻率合理分布以及各個懸置和總成位移等為約束條件，利用 ADAMS/Insight 對懸置參數進行優化。結果表明優化懸置剛度參數后，駕駛員耳旁測點平均聲壓級有明顯的降低，降低了13%，特別是在聲壓值較高點降低尤其明顯，降低了21%，很好地達到了隔振降噪的目的。

車輛工程；電動汽車；動力總成懸置系統；聲壓級

動力總成懸置是指動力總成與車架之間的彈性連接元件，可以衰減兩者間的振動傳遞，有隔振、支承和限位的作用。動力總成懸置系統的隔振降噪性能只對整車的NVH性能有很大影響[1-3]。當前，國內外學者在動力總成懸置系統優化設計匹配方面做了大量的研究。常見的研究方法有能量解耦和轉矩軸解耦。徐中明[4]，徐石安[5]，溫任林，等[6]在這些方面做了深入研究，研究了懸置系統參數對懸置系統的解耦魯棒性、固有頻率的影響。然而對純電動汽車動力總成懸置系統的研究比較少。

針對傳統的內燃機汽車，對其動力總成優化的方法有許多，有正交優化設計方法進行變量優化；合理布置懸置點安裝位置和安裝角度以獲得較好隔振效果的方法；綜合考慮各子系統的模態影響,以車內噪聲為目標進行優化等等。電動機與發動機的特性是不同的，借鑒傳統的分析方法，在研究純電動汽車動力總成懸置系統隔振問題時，電動機的特點是必須要考慮的。

筆者考慮到電動機與發動機的差異性建立了某電動汽車動力總成懸置系統六自由度數學模型和ADAMS仿真模型，對系統進行了模態分析和振動響應分析，以動力總成懸置支承處動反力最小為優化目標，探索一種有效途徑來解決電動汽車動力總成懸置系統的振動問題。

1 系統建模

考慮到動力總成懸置系統的固有頻率遠低于動力總成的固有頻率，并且根據具體的動力總成懸置系統和懸置數目，可將動力總成作為剛體考慮。由此動力總成懸置系統的簡化模型為：通過3個三維的黏-彈性懸置元件支承在車架上，具有6個自由度。圖1為動力總成三點式懸置位置布置。

圖1 電機動力總成懸置系統懸置位置與編號

圖1中，①②③分別表示各個彈性懸置元件的位置。動力總成懸置系統的坐標系原點O選在電機風扇罩端面中心處，X軸與水平面平行，指向為汽車行駛方向，Z軸方向是垂直向上，Y軸與電機轉子軸線平行，依據右手定則確定方向。X，Y，Z軸上的平動x，y，z和繞X，Y，Z的轉動α，β，γ為動力總成的振動，動力總成廣義坐標表示為:

(1)

根據振動理論，建立動力總成懸置系統六自由度振動的運動微分方程式如式(2)：

(2)

將式(2)拉氏變換轉換到頻域內，不考慮阻尼和外力作用可得式(3)：

(3)

式中：ω為固有頻率。

2 系統模態和振動響應分析

2.1 模態分析

固有頻率作為懸置系統的重要特性，分析系統的固有頻率來判斷其是否滿足隔振要求。通過式(3)可得出固有頻率。通過ADAMS/Vibration 模塊來計算系統的各階固有頻率和能量分布百分比，如表1和表2。

表1 系統固有頻率

表2 動力總成懸置系統能量分布百分比

從表1可以看出，1階固有頻率過低，容易在路面的激勵下產生共振，第6階固有頻率過高，容易與電機工作頻率重合，產生共振。阻尼比很小，因此在以后的優化過程中不必考慮懸置阻尼對系統的影響。從表2可以看出，動力總成懸置系統解耦性能不太理想，Y向與Rzz向振動存在一定程度的耦合。耦合程度最為嚴重的是第4階Rzz向，其能量最多，為31.65%；但是Z向振動模態能量占到25.46%，Ryy向占18.12%；Rxx向占14.86%。在這個模態下，能量分布非常散，Rzz向振動與其它幾個自由度的耦合程度非常高。因此在合理布置固有頻率的同時需保證各自由度能量解耦[7]。

2.2 系統時域仿真分析

將動力總成三向激勵加載于動力總成懸置系統ADAMS模型的相應位置點，并對其進行仿真。圖2為橡膠懸置1分別在u，v，w向動反力響應。橡膠懸置1在u，v，w向位移響應見表3。

圖2 懸置1 在u，v，w向動反力響應

懸置1的3個方向uvw位移均方根值/m0.00080.00030.0018

通過對圖2和表3分析，可以得到懸置1的以下動態特性：

1)在振動初始時，振動幅值較大且較復雜，這是由于初始振動時，系統自由振動與強迫振動相互疊加，經過一段時間，自由振動的振幅很小，忽略不計，最后主要是激勵力引起的強迫振動。

2)懸置u，w向受剪切應力，v向受拉壓應力，u，w向受力明顯高于v向，這是因為u，w向均直接作用有激勵并且還會受到繞Y軸轉矩激勵My的影響；而v向只存在由慣性力產生的瞬時激勵Fy，此慣性力在直線勻速行駛時很小，可忽略不計，v向的受力主要是由于懸置系統的自由度耦合引起的激勵。

3)懸置u，v，w向均產生了不同程度的變形，其中w向變形最大，達0.001 8 m，但變形量都在合理的范圍內。

對懸置2和懸置3動態特性進行仿真分析，可得到與懸置1相同的結論。

2.3 系統頻率仿真分析

對系統ADAMS模型進行仿真得到懸置支承處響應力頻譜特性，如圖3。

圖3 懸置1，2，3動反力頻譜響應

從圖3可看出開始響應曲線是線性的，之后進入系統的6個固有頻率，從而引發了共振，最大共振出現在3.5 Hz處，這是由于動力總成懸置系統第1階模態受激發引起的。隨后進入電機的工作頻率，在50 Hz之后隨著頻率的增加，懸置支承處動反力力幅值都出現了不同程度的減小。通過隔振原理可知，激勵頻率和固有頻率的比值越大，系統的隔振性能也就越好。因此需合理布置動力總成懸置系統固有頻率，防止共振的發生。

3 懸置系統優化

3.1 優化目標

優化設計動力總成懸置參數時，可從多個角度提出多個目標函數。通常動力總成懸置系統的目標函數有：系統各自由度解耦率、系統固有頻率的合理匹配、懸置支承處動反力最小和垂直方向的振動加速度均方根值最小等。由前面分析可知，動力總成振動通過懸置傳遞到車身的激勵力是引起車身板件振動從而輻射噪聲的主要原因。因此從降低車內噪聲出發，設計目標函數取為懸置支承處動反力振幅最小，響應力振幅越小，說明其綜合隔振效果越好。樣車動力總成支承方式為三點式，因此共3個優化目標，分別記懸置1、懸置2、懸置3支承處動反力優化目標為object1，object2，object3[8]。

3.2 設計變量

設計變量就是優化過程中要確立的變量。系統的動力學特性和懸置元件的阻尼、剛度、安裝位置等因素有關。實際過程中，對已成型的動力總成懸置系統進行優化設計時，系統自身的特性參數如質心、質量和轉動慣量等是不會變的，所以只能對懸置元件物理、幾何特性參數進行優化，主要是系統阻尼、剛度及懸置元件的安裝位置、角度等。樣車受到電機動力總成安裝空間位置的限制，考慮經濟性，懸置元件仍采用原來的布置形式，即懸置元件的安裝位置和角度不變。另外，在微小振幅振動下，系統的動態特性受橡膠懸置阻尼的影響很小，因此設計變量的選擇主要針對每個懸置元件的三向靜剛度，共9個設計變量，見表4。

表4 設計變量編號

3.3 約束條件

在優化設計過程中，約束條件是對設計變量取值時的限制條件。由于約束條件的存在，使得為求解滿足設計約束條件的設計點的工作難度加重，但其優化結果更符合實際的要求，能達到最佳的優化效果。動力總成懸置系統優化設計的約束條件可概括為：

2)確保動力總成在工作時振動不能過大從而影響連接管路、周圍零部件和儀表正常工作。如果垂向位移和側向位移太大，會縮短懸置元件的壽命。規定電機動力總成質心位移不得超過11 mm，懸置的側向位移不得超過1 mm，垂向位移不得超過4 mm。

3)根據剛度變化的合理性，將橡膠懸置剛度變化范圍設置在±100%之間。

3.4 優化結果分析

SQP(Sequential Quadratic Programming)算法常優于拉格朗日乘子法，是求解非線性約束優化問題的一類最有效的算法。動力總成懸置系統優化問題是一個非線性優化問題。因此采用SQP算法求解。優化后的懸置靜剛度見表5。通過對比原懸置靜剛度表1可知，改進后的懸置1的u向和懸置3的w向剛度有明顯增加，懸置2的u向剛度有明顯減小，其余方向剛度值變化不大。

表5 優化后的懸置靜剛度

優化后的電機動力總成懸置系統固有頻率分布見表6。通過對比原動力總成懸置系統固有頻率分布表2可知，系統優化后的固有頻率在4.935～23.699 Hz之間，最高階固有頻率比優化前有一定降低，避開了電機的工作頻率，最低階固有頻率比優化前有一定的提高，避免了路面激勵引起的共振。而且各階固有頻率之間間隔在2 Hz以上，頻率分布更加合理。

表6 優化后的電機動力總成懸置系統固有頻率

優化后電機動力總成懸置系統能量分布百分比見表7。通過對比表3分析可知，在能量分布上，解耦程度均有提高，其中最明顯的是第4階從31.65%提高到80.22%，其余階數解耦度均在60%以上，基本上達到了各自由度解耦，優化效果比較理想。

表7 優化后電機動力總成懸置系統能量分布百分比

選取計算頻率為0～100 Hz，頻率增量的步長為2 Hz，計算得到駕駛員耳旁測點聲壓級并與優化前作比較，如圖4。從圖4可以看出，在各頻率處聲壓值都有所降低，通過計算駕駛員耳旁測點平均聲壓級降低了13%，特別是在45，65，95Hz處聲壓值降低較明顯，降低達到了21%。在60，72 Hz處聲壓值略微有所增大，但是增大的幅度并不大，而且此頻率處聲壓值本來就不高，所以并不影響整體車內噪聲的降噪效果。優化結果表明此優化方法有效可行，可以起到隔振降噪的效果。

圖4 優化前后駕駛員耳旁噪聲聲壓值對比

4 結 語

建立了樣車電機動力總成懸置系統的六自由度仿真模型，分析了其固有模態與固有振型以及振動能量耦合情況。從模態頻率和能量分布百分比可以得出電機動力總成懸置系統存在多自由度耦合現象。并且通過懸置系統在常用工況下的動態響應分析，指出懸置系統隔振效果不理想。選擇以懸置支承動反力最小為優化目標，以懸置靜剛度為設計變量，以電機動力總成懸置系統固有頻率合理配置、懸置變形、系統位移為約束條件，采用SQP算法優化懸置系統參數，分析和評價了優化結果，結果表明優化懸置剛度參數后，駕駛員耳旁測點平均聲壓級有明顯的降低，降低達到13%，特別是在45，65，95 Hz處聲壓值較高點降低尤其明顯，降低達到了21%，很好地達到了隔振減噪的目的。

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Optimization of the Power Train Mount System of Electric Vehicle

Li Yaoyao, Wang Hui

(School of Automobile & Traffic Engineering, Jiangsu University, Zhenjiang 212013, Jiangsu, China)

The power train mount system of electric vehicle with six degrees of freedom mathematical model and ADAMS simulation model were established. By analyzing the mode and vibration response of the mount system, the characteristics of mount system vibration was researched. Firstly, that the dynamic reaction force at the supporting of power train mount reached the minimum value was chosen as the optimal objective; secondly, the axial static stiffness of each mount was chosen as design variables; thirdly, the reasonable distribution of power train inherent frequency, mount and power train displacement were chosen as constraint conditions; finally, the optimization on mount parameters were conducted with ADAMS/Insight. The results show that the driver’s average sound pressure level at ear point is significantly reduced by 13%, and it was even reduced by 21% on the higher sound pressure level. The optimization well achieves the purpose of the noise reduction of vibration isolation.

vehicle engineering; electric vehicle; power train mount system; sound pressure level

10.3969/j.issn.1674-0696.2015.01.29

2013-03-13；

2013-05-31

李堯堯(1987—)，男，江蘇宿遷人，碩士研究生，主要從事電動汽車動力總成懸置系統方面的研究。E-mail：550748909@qq.com。

U469.72

A

1674-0696(2015)01-135-05