電動車電機懸置系統瞬態性能優化

裴寶浩， 于 蓬， 邢 勤， 周 娟， 張元元

（1.煙臺職業學院，山東 煙臺 264670；2.山東明宇新能源技術有限公司，山東 濟南 271100；3.新興交通建設有限公司，山東 煙臺 264000；4.淄博職業學院，山東 淄博 255314）

純電動汽車的驅動電機具有快速響應特性，一方面使電動車比傳統車有更好的加速性能，另一方面也使電機懸置系統產生相對的沖擊和振動較大。

目前國內針對電機動力總成懸置系統的研究已經取得了初步的進展。2006～2010年間，同濟大學的一些學者對電機動力總成懸置系統進行了初步研究，并探索改善瞬態工況下懸置系統的振動響應問題［1-2］。2011年，遼寧工業大學的李瑩探索了提高解耦率對電機動力總成懸置系統隔振性能的影響［3］。在國外，盡管許多科研院所和各大汽車公司都進行了電動汽車的研發，出于技術保密或其它原因，電驅動動力總成懸置系統的研究文獻并未公開發表，較難閱見。

本文結合某電動車的瞬態振動問題進行其動力總成懸置系統的仿真和優化研究。

1 利用ADAMS進行電機懸置系統建模和仿真分析

1.1 動力學仿真模型的建立

該系統由3部分組成，分別為電機、減速器和3個橡膠懸置，一般對懸置系統的隔振性能進行研究時往往將其簡化為6自由度的剛體模型，將橡膠元件簡化為3向正交的彈簧阻尼模型［4］。

在ADAMS／View中導入用CATIA建成的電機模型，如圖1所示。

圖1 ADAMS中電動車電機模型

1.2 系統模型仿真分析

電機懸置系統的固有頻率極其重要，鑒于系統的簡化模型，一般其各個自由度方向的振動不是沒有聯系的，而是存在著相互耦合，即某一個方向上受到激勵，在整個系統上會產生多個方向的振動，這將導致系統振動時的振幅增大，頻帶加寬［5］。

由于耦合作用的存在，一方面會加寬系統振動的頻帶，另一方面也會在隔振以及頻率的配置方面帶來不小的困難。基于以上原因，在實際工程中，采取降低和控制系統的振動解耦是解決電機懸置系統振動耦合的方法，效果較為顯著，并且被普遍采用。本文利用電機懸置系統的6自由度模型，來分析系統的耦合特性［6］。通常情況利用振動時的能力分布來表示其耦合特性。

在工程實際設計中，系統的解耦率基本無法達到100%，當解耦率達到或者超過90%時，通常認為系統達到解耦目標，對于電機懸置系統子模型，根據ADAMS／Vibration模塊的仿真結果獲得電動車電機懸置系統的能量分布，其頻率和解耦率如表1所示。

表1 電機系統的固有頻率及解耦率

在各階模態振動下，懸置系統的能量分布較為分散。最集中自由度能量發生在第1階和第3階，分別為88.44%和94.61%，最低的解耦率僅有47.98%，而其余各階也均較低。這說明動力總成懸置系統的耦合比較嚴重，各個方向的激勵對其他方向的振動有很大的影響，加劇了系統的振動，該動力總成懸置系統設計欠合理。

1.3 加速和制動工況下階躍轉矩響應分析

電動汽車的電機不同于傳統的內燃機，其在沒有轉速的情況下也能提供并輸出較大的轉矩，而且電機能夠提供很快的響應速度，即電機的輸出轉矩能夠在極短的時間內提供較大轉矩變化范圍。但是在實際工作中發現，電動車的電機系統在兩種工況下振動表現得非常明顯，甚至很嚴重，就是在電動車急加速工況和緊急制動工況時表現出來。

基于以上分析，利用ADAMS／View對電機懸置系統在急加速和急減速兩種工況下仿真，并分析計算其在兩種工況下10s內的瞬態響應。起步急加速工況時，電機的最大驅動力矩為120Nm，在乘以傳動比 （i=7.25）后作用于動力總成的驅動力矩為870Nm，而緊急制動工況時設汽車的制動減速度為0.8g，并按照前后制動力的分配關系轉化成前后輪的制動扭矩，計算后得到制動力矩為580Nm，電機響應時間取1ms。仿真結果見圖2～圖4。

由仿真結果圖2～圖4中可以看出，在剛開始的時間里，即電動車急加速工況的起始階段系統的瞬態振動情況，在此過程中系統的振動幅度較大，隨后曲線慢慢穩定。在制動過程中，制動的起始階段系統曲線再次由穩定狀態變成瞬態階段，同樣在瞬態的起始階段曲線幅度較大，隨之慢慢穩定趨于直線。這個過程與車輛的實際情況相符合，即車輛起步階段和減速階段的初期，電機懸置系統由穩態變化進入瞬態，然后又將回復保持到穩態的情況。

圖2 優化前電機總成Y方向的位移

圖3 優化前電機總成的Z向加速度

圖4 優化前懸置元件1的Z向動反力

3個橡膠懸置元件的Z向受力和變形都比較大，最大值達到12800N，最大位移達到13.2mm，在制動過程中懸置元件的力和變形都有較大的變化。在這個過程中，系統容易發生運動干涉，而且由此可能會引起元件的疲勞損傷。

2 系統優化

1）目標：本文對系統的優化目標是能量解耦率。為了能夠使系統在各個自由度方向達到盡可能最優的解耦，只能通過設計合理的參數來實現。

2）變量：參照以往的優化，系統的兩個參數，質量、慣性不進行修改；阻尼的作用主要是為了降低共振的峰值，雖然其對系統的振動能夠產生較大的影響，但是本文亦不作為變量，采用的是固定阻尼比；鑒于安裝控件狹小，橡膠元件的位置和校對安裝能夠改變的可能性極小；因此結合各種因素的分析，變量設定為橡膠元件的剛度參數，以此來進行優化解耦。

3）約束：為了防止共振現象的發生，根據隔振理論，該電機橡膠懸置系統的1階固有頻率應該大于其車身和座椅的固有頻率，至少為倍。

以該款電動車的電機懸置系統為對象，利用ADAMS參數化優化模塊進行優化分析。經過ADAMS的優化計算，得到橡膠元件的剛度參數如表2所示。優化后的固有頻率和解耦率如表3所示。

表2 橡膠懸置元件在優化前／后的剛度

表3 優化后懸置系統固有頻率及解耦率

從表2和表3可知，優化前后固有頻率的值也發生了較大變化，原先第1、2、3階頻率均在31Hz左右，由于頻率值相距太近，無法滿足不同階次間固有頻率至少相距1Hz的要求，經過優化后，各階固有頻率均有明顯差距，而且能量解耦情況得到了顯著改善，特別是對于電動汽車動力總成懸置系統非常關鍵的θy方向的解耦率達到了98.94%，其他方向的解耦率也都超過或者接近90%，滿足了工程上解耦的要求［8］。

3 優化后懸置系統的動態響應

將優化后懸置系統中的懸置元件剛度替換優化前的剛度，繼續在ADAMS／View中進行動態響應仿真分析，得到優化后的各懸置位移、振動加速度、動反力以及動力總成質心3向振動位移的幅值及響應曲線。具體仿真結果見圖5～圖7和表4～表7。

優化后，懸置系統瞬態響應較差方向Z向的振動得到了明顯改善，無論是位移還是動反力，幅值都有所下降，除了起步工況的X向位移，兩種工況下動力總成質心的3向振動位移幅值都明顯減小，其中制動時Y向質心位移的降低最為明顯，減小了接近40%。

圖5 優化后總成質心X向位移

圖6 優化后總成質心Z向加速度

圖7 優化后懸置1的Z向動反力

表4 優化前后各懸置Z向動反力幅值對比

表5 優化前后各懸置Z向位移幅值對比

表6 動力總成質心3向振動位移幅值對比

表7 動力總成質心Z向加速度幅值對比

優化后，驅動和制動工況下，3個橡膠懸置元件Z向受力情況得到明顯改善，力的峰值和幅值都有所降低。起步急加速工況的Z向動反力幅值均降低超過30%，而緊急制動工況下懸置1和懸置3的減小量甚至超過了50%。同時，兩種工況下，電機懸置系統元件很快衰減了其振動，與此同時整個系統的NVH性能得以提高。

4 總結

本文利用ADAMS對該電動車的電機懸置系統進行了建模、仿真和分析，并對系統進行了優化設計，通過仿真分析和優化，使懸置系統的隔振性能得到了改善。懸置系統元件優化后，通過結果可以看出改善了系統的固有特性并且較大地提高了系統各個方向的解耦率，使其滿足了工程要求。