純電動汽車動力總成支架模態分析

盧緒鳳 井媛媛 董文亮 張海超

（國能新能源汽車有限責任公司）

純電動汽車的電機動力總成的質量一般都小于150 kg[1-3]，明顯小于內燃機動力總成的質量，并且為了滿足抗扭限位的要求，其懸置系統彈性元件的剛度一般都大于燃油車[4-5]，因此電動汽車動力總成的剛體模態高于傳統燃油車。純電動汽車動力總成支架系統的主要作用是：在汽車前機艙內為懸置和多個控制單元提供支撐，隔離動力總成與客艙之間的振動，防止各個組件之間相互影響，因此動力總成支架系統的可靠性直接影響到電機的正常工作[6]。文章對某新能源汽車動力總成在自由狀態和約束狀態下各個支架的模態進行了分析，驗證了動力總成支架系統滿足設計要求。

1 系統有限元模型建立

1.1 模型搭建

動力總成系統的有限元模型主要包括電機、減速器、動力總成支架、懸置、電子電氣組件（高低壓轉換器（DC/DC）、逆變器、車載充電器（OBC））等。模型中電機、減速器、DC/DC、逆變器和OBC 只有外部殼體部分，這樣做是為了簡化模型，但它們仍具有實際的零部件剛度[7]。為了補償由于模型簡化而損失的質量，保證模型質量與實際參數相等，在模型中添加了一些質量點[8]。系統中一些質量較小的組件，如車輛聲響報警系統（AVAS）單元、閥門、空氣分離器和壓縮機、高低壓線束、冷卻裝置等也簡化為質量點，并在Nastran 仿真軟件中采用柔性單元RBE3與支架相連。模型中的實體零件使用二階四面體單元，而殼體零件使用一階殼單元（目前二階殼單元不能用于大位移分析）[9]。螺栓連接使用剛性元素RBE2 進行建模[10-11]，模型中的焊縫與焊點使用公司內部腳本進行創建。模型中的懸置等效為CBUSH 單元，懸置的一端與支架相連，另外一端固定。有限元模型，如圖1所示。

圖1 某新能源汽車動力總成系統有限元模型

1.2 材料屬性

動力總成系統各個零部件的材料牌號及屈服極限，如表1所示。

表1 某新能源汽車動力總成系統零件的材料屬性 Pa

2 模態分析要求

為了避免由于電機轉子不平衡而引起的振動傳遞到車身上，動力總成支架的本征模態應該高于電機軸的旋轉頻率。系統的傳動示意圖，如圖2所示。

圖2 某新能源汽車動力總成系統模型傳動示意圖

電機軸的旋轉頻率fs受到輪胎直徑、車速、減速器傳動比以及安全系數的影響。

式中：r——輪胎半徑，m；

d——輪胎直徑，m；

v——車速，km/h；

n——減速器傳動比；

s——安全系數；

ω——電機角速度，rad/s；

fs——傳動軸輸出頻率，Hz；

fm——電機軸輸出頻率，Hz。

其中：d＝0.668 3 m，v＝150～160 km/h，n＝8～10，s＝1.414。可計算得出 fs為 225～300 Hz，因此動力總成支架的本征模態應大于300 Hz。對于較小的部件支架（如泵、空氣分離器、閥門等），設置35 Hz為最低允許本征頻率[12]。

懸置系統的剛體模態要求，如表2所示。

表2 某新能源汽車動力總成懸置系統剛體模態要求 Hz

3 自由模態分析

某新能源汽車動力總成懸置系統自由模態分析的結果，如表3所示。

表3 某新能源汽車動力總成懸置系統自由模態分析結果 Hz

在各小部件支架中，后水泵支架的模態最低為36 Hz，電機支架、變速器支架、動力總成托架的模態為385 Hz，均滿足設計要求。各支架的自由模態云圖，如圖3所示。

圖3 某新能源汽車動力總成懸置系統各部位支架模態

4 約束模態分析

系統的約束模態，如圖4所示。約束模態的分析結果，如表4所示。從表4可知，剛體模態在6個方向均滿足設計要求。

圖4 某新能源汽車動力總成懸置系統各約束模態

表4 某新能源汽車動力總成懸置系統約束模態分析結果 Hz

5 結論

純電動汽車使用的驅動電機具有低轉速恒轉矩、高轉速恒功率和調速范圍較大的特性，產生的激勵與內燃機有很大的區別，文章通過對某純電動汽車動力總成多工況自由模態和約束模態的分析得出：

1）該車動力總成托架及懸置支架的自由模態大于300 Hz，其他支架的模態大于35 Hz，即處于合理的范圍；

2）系統約束模態在6個方向均滿足設計要求；

3）對于純電動汽車而言，前機艙的振動情況與燃油車有很大的區別，動力總成支架作為前機艙的重要支撐結構，其強度和模態應作為車輛研發過程中的重點研究內容。