純電動汽車動力總成懸置系統設計方法

2019-04-23 08:48:40劉曉昂蔣春雷

噪聲與振動控制 2019年2期

朱鑫，劉曉昂，陳勇，蔣春雷

（1.河北工業大學機械工程學院，天津300130；2.寧波豐茂遠東橡膠有限公司，浙江余姚315400）

隨著純電動汽車市場的發展，駕、乘員對純電動汽車NVH性能提出了更高的要求，懸置系統是一種應用在動力總成和車架之間的彈性連接件，有減振、限位及隔振的作用，懸置系統的設計對汽車NVH性能有重要影響。

目前針對動力總成懸置系統的設計方法研究，可分為兩部分：

（1）針對傳統汽車動力總成懸置系統的設計方法研究。文獻[1-4]建立了簡化的動力總成懸置系統模型，采用能量解耦和扭矩軸解耦的方法對其固有頻率和能量分布進行優化。文獻[5]提出了動力總成懸置系統位移控制算法，建立了懸置在其3 個彈性主軸方向力-位移特性的非線性關系，推導了動力總成質心位移的計算公式，給出了28種工況下動力總成質心的位移、懸置位移和支承點動反力的計算結果。以三缸發動機懸置系統為研究對象，文獻[6]提出了其設計要求及方法。為研究路面激勵引起的懸置系統的振動，文獻[7]建立了13自由度動力總成-車身-非簧載質量模型，給出了懸置動剛度和阻尼的確定原則。

（2）針對電動汽車動力總成及其懸置系統的研究。結合齒輪動力學與電機電磁學知識，文獻[8]對其內部動態激勵進行理論分析和數值模擬。采用建立的動力總成懸置系統剛柔耦合模型，文獻[9]分析作用于動力總成的電磁激勵和機械激勵，提出了電磁激勵仿真方法。文獻[10]對某電動車動力總成的振動噪聲特性進行了試驗研究，對文獻[9-10]的研究內容進行了試驗驗證。

本文提出了某型純電動汽車動力總成固有頻率和能量分布的設計要求，以各懸置靜剛度及安裝位置為設計參數，提出了其優化方法；提出了該型純電動汽車動力總成質心的位移控制要求，將各懸置力-位移非線性曲線近似為分段線性，對各段拐點及剛度值進行設計。設計后的動力總成固有頻率、能量分布及質心位移均滿足設計要求。

1 動力總成懸置系統設計要求

1.1 純電動汽車動力總成激勵與傳統汽車的區別

由于電動汽車動力總成不同于傳統的內燃機車動力總成，兩者的內部激勵存在較大區別。傳統內燃機車內部激勵主要包括以下幾點：

(1) 活塞、連桿等質量往復運動產生的往復慣性力；

(2) 往復慣性力引起的往復慣性力矩；

(3) 缸內點火燃燒壓力產生的氣體扭矩[2]。

由于電動汽車不存在內燃機的燃燒過程，動力來源于電機，且動力傳輸路徑也有別于傳統內燃機汽車，其懸置系統所受內部激勵不同，主要為：

(1) 電磁激勵，主要包括電機定、轉子氣隙中的電磁力作用產生的電磁振動以及電機磁場和外部電路相互作用產生的振動；

(2) 機械激勵，主要包括轉子機械不平衡產生的振動，以及由同時嚙合齒對數的變化、輪齒受載變形、齒輪制造誤差等因素所引起的齒輪傳動系內部激勵[8]。

1.2 電動汽車動力總成設計要求

考慮該型電機常用工作狀態3 000 r/min時的激振頻率為50 Hz，根據隔振原理，固有頻率要小于激振頻率的倍，系統才能有效隔振，工程實際中通常要求頻率比在2～5 之間，本文取此值為2。對于承載式車身的轎車，其整車縱向、橫向、垂向以及橫擺方向的固有頻率大致在5 Hz以下，俯仰和側傾的固有頻率通常不到2 Hz。此外，道路隨機激勵經懸架衰減、過濾后的頻率一般不超過2.5 Hz，而人體對水平方向振動敏感區一般為1 Hz～2 Hz，垂向敏感區為4 Hz～8 Hz。對動力總成的固有頻率進行設計時，應避開上述車身固有頻率、路面激勵頻率及人體對振動的敏感頻率范圍[2]，因此，確定動力總成固有頻率設計目標為：Z 方向固有頻率在9 Hz～25 Hz，其他方向固有頻率均分布在6 Hz～25 Hz。

設計動力總成懸置系統時，應盡量使其在6 個方向的振動互不耦合。本文應用能量解耦法進行計算，在合理配置懸置系統固有頻率的基礎上，將能量分布的設計目標確定為各方向均大于90%。

在各種行駛工況下，須保證動力總成與周圍其他零部件不發生撞擊、干涉，評估車輛在多種典型和極限工況下的動力總成質心位移和懸置元件的受力、變形狀況，將動力總成質心的位移控制在指定范圍內，懸置在各彈性主軸方向的變形應處于指定工作點[5]。因此，建立如表1所示的動力總成的質心位移設計目標。

表1 動力總成質心位移控制設計目標

2 動力總成懸置系統的設計方法

2.1 純電動汽車動力總成懸置系統動力學模型

將動力總成視為剛體，由n 個(n≥3)懸置支承在車架、副車架或車身上，懸置簡化為沿3個垂直的彈性主軸方向(U、V 和W 方向)具有剛度和阻尼的元件，如圖1所示[5]。

圖1 動力總成懸置系統動力學模型

以動力總成質心為原點G0建立坐標系，X 軸平行水平面指向車輛前進方向，Z 軸垂直向上，Y 軸指向電機方向。據此可定義動力總成在X、Y、Z軸方向的平動為x、y、z，繞X、Y、,Z 軸的轉動為α、β、γ。動力總成質心運動的廣義坐標為

動力總成懸置系統6自由度模型的運動微分方程為

式中：[M]為動力總成質量矩陣，又稱慣性矩陣，[K]為動力總成剛度矩陣，[M]、[K]的表達式見文獻[4]。

在不考慮外力和阻尼的情況下，上式可簡化為6自由度無阻尼的自由振動微分方程，動力總成的固有頻率即為矩陣M-1K的特征值，能量分布表達式見文獻[4]，振動占優方向所占的振動能量百分比越大，系統的解耦程度就越高，100%表示完全解耦。

2.2 目標函數、設計變量與約束條件

基于1.2 小節中對動力總成固有頻率和能量分布的要求，建立固有頻率和能量分布的優化目標函數F(x)

式中：W1 和W2 分別為固有頻率和能量分布的權重系數,αQ和βQ分別為第Q階（Q=1～6）固有頻率和能量分布的權重系數，ZfQ和ZeQ分別為固有頻率和能量分布與要求值的差值，其具體表達式見文獻[14]。

在整車設計過程中，一般動力總成設計是在懸置系統設計之前完成，因此不對動力總成系統參數做改動，僅對懸置剛度與懸置安裝位置等參數進行設計。考慮到該型電動汽車的懸置布置形式和經濟性因素，本文將懸置剛度和懸置安裝位置作為設計變量，其表達式{X}為

式中：kui、kvi,、kwi為懸置i 在局部坐標系下的三向靜剛度，xi、yi、zi分別為懸置的安裝位置。

考慮懸置在發動機艙的布置限制和懸置元件制造的經濟性，對懸置安裝位置及懸置剛度的約束為約束其上下限。即

式中：XL、XU分別為設計變量的上下限。

2.3 動力總成位移控制計算方法

懸置在其彈性主軸方向上的力-位移關系為一非線性曲線，通常為了計算的方便可用5段或3段線性曲線進行擬合[5]，如圖2所示。

在計算動力總成的質心位移時，由于作用在動力總成上的力不同時，懸置系統的剛度矩陣中元素也不同，故應用迭代算法進行計算。計算的迭代步驟可參考文獻[5]。電動汽車動力總成懸置系統工況計算規范參照文獻[2]，如表2所示。

其中包括了10個典型工況和8個極限工況。此表根據美國通用公司針對傳統汽車的28 種動力總成懸置系統計算工況表（見文獻[11]）簡化而來，美國通用公司規定動力總成在不同工況下工作時，除在X、Y、Z 方向受到平動力的作用外，還在繞動力總成輸出軸的轉動方向受到扭矩作用，即本模型中橫置動力總成的RY 方向。表中，D 為減速比（Drive Ratio），M 為電機最大轉矩（Maximum Motor Torque）。