電動(dòng)汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化

李堯堯, 王 暉

(江蘇大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院，江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

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電動(dòng)汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化

李堯堯, 王 暉

(江蘇大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院，江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

建立了某電動(dòng)汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)六自由度數(shù)學(xué)模型和ADAMS仿真模型，對系統(tǒng)進(jìn)行了模態(tài)分析和振動(dòng)響應(yīng)分析,研究了系統(tǒng)的振動(dòng)特性。選擇動(dòng)力總成懸置支承處動(dòng)反力最小為優(yōu)化目標(biāo)，各個(gè)懸置的軸向靜剛度為設(shè)計(jì)變量，動(dòng)力總成固有頻率合理分布以及各個(gè)懸置和總成位移等為約束條件，利用 ADAMS/Insight 對懸置參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化。結(jié)果表明優(yōu)化懸置剛度參數(shù)后，駕駛員耳旁測點(diǎn)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(diǎn)降低尤其明顯，降低了21%，很好地達(dá)到了隔振降噪的目的。

車輛工程；電動(dòng)汽車；動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)；聲壓級

動(dòng)力總成懸置是指動(dòng)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(dòng)傳遞，有隔振、支承和限位的作用。動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的隔振降噪性能只對整車的NVH性能有很大影響[1-3]。當(dāng)前，國內(nèi)外學(xué)者在動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)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(zhuǎn)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(tǒng)參數(shù)對懸置系統(tǒng)的解耦魯棒性、固有頻率的影響。然而對純電動(dòng)汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的研究比較少。

針對傳統(tǒng)的內(nèi)燃機(jī)汽車，對其動(dòng)力總成優(yōu)化的方法有許多，有正交優(yōu)化設(shè)計(jì)方法進(jìn)行變量優(yōu)化；合理布置懸置點(diǎn)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(tǒng)的模態(tài)影響,以車內(nèi)噪聲為目標(biāo)進(jìn)行優(yōu)化等等。電動(dòng)機(jī)與發(fā)動(dòng)機(jī)的特性是不同的，借鑒傳統(tǒng)的分析方法，在研究純電動(dòng)汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)隔振問題時(shí)，電動(dòng)機(jī)的特點(diǎn)是必須要考慮的。

筆者考慮到電動(dòng)機(jī)與發(fā)動(dòng)機(jī)的差異性建立了某電動(dòng)汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)六自由度數(shù)學(xué)模型和ADAMS仿真模型，對系統(tǒng)進(jìn)行了模態(tài)分析和振動(dòng)響應(yīng)分析，以動(dòng)力總成懸置支承處動(dòng)反力最小為優(yōu)化目標(biāo)，探索一種有效途徑來解決電動(dòng)汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的振動(dòng)問題。

1 系統(tǒng)建模

考慮到動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的固有頻率遠(yuǎn)低于動(dòng)力總成的固有頻率，并且根據(jù)具體的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)和懸置數(shù)目，可將動(dòng)力總成作為剛體考慮。由此動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的簡化模型為：通過3個(gè)三維的黏-彈性懸置元件支承在車架上，具有6個(gè)自由度。圖1為動(dòng)力總成三點(diǎn)式懸置位置布置。

圖1 電機(jī)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)懸置位置與編號

圖1中，①②③分別表示各個(gè)彈性懸置元件的位置。動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的坐標(biāo)系原點(diǎn)O選在電機(jī)風(fēng)扇罩端面中心處，X軸與水平面平行，指向?yàn)槠囆旭偡较颍琙軸方向是垂直向上，Y軸與電機(jī)轉(zhuǎn)子軸線平行，依據(jù)右手定則確定方向。X，Y，Z軸上的平動(dòng)x，y，z和繞X，Y，Z的轉(zhuǎn)動(dòng)α，β，γ為動(dòng)力總成的振動(dòng)，動(dòng)力總成廣義坐標(biāo)表示為:

(1)

根據(jù)振動(dòng)理論，建立動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)六自由度振動(dòng)的運(yùn)動(dòng)微分方程式如式(2)：

(2)

將式(2)拉氏變換轉(zhuǎn)換到頻域內(nèi)，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(tǒng)模態(tài)和振動(dòng)響應(yīng)分析

2.1 模態(tài)分析

固有頻率作為懸置系統(tǒng)的重要特性，分析系統(tǒng)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(jì)算系統(tǒng)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(tǒng)固有頻率

表2 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)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(lì)下產(chǎn)生共振，第6階固有頻率過高，容易與電機(jī)工作頻率重合，產(chǎn)生共振。阻尼比很小，因此在以后的優(yōu)化過程中不必考慮懸置阻尼對系統(tǒng)的影響。從表2可以看出，動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)解耦性能不太理想，Y向與Rzz向振動(dòng)存在一定程度的耦合。耦合程度最為嚴(yán)重的是第4階Rzz向，其能量最多，為31.65%；但是Z向振動(dòng)模態(tài)能量占到25.46%，Ryy向占18.12%；Rxx向占14.86%。在這個(gè)模態(tài)下，能量分布非常散，Rzz向振動(dòng)與其它幾個(gè)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(shí)需保證各自由度能量解耦[7]。

2.2 系統(tǒng)時(shí)域仿真分析

將動(dòng)力總成三向激勵(lì)加載于動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)ADAMS模型的相應(yīng)位置點(diǎn)，并對其進(jìn)行仿真。圖2為橡膠懸置1分別在u，v，w向動(dòng)反力響應(yīng)。橡膠懸置1在u，v，w向位移響應(yīng)見表3。

圖2 懸置1 在u，v，w向動(dòng)反力響應(yīng)

懸置1的3個(gè)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(dòng)態(tài)特性：

1)在振動(dòng)初始時(shí)，振動(dòng)幅值較大且較復(fù)雜，這是由于初始振動(dòng)時(shí)，系統(tǒng)自由振動(dòng)與強(qiáng)迫振動(dòng)相互疊加，經(jīng)過一段時(shí)間，自由振動(dòng)的振幅很小，忽略不計(jì)，最后主要是激勵(lì)力引起的強(qiáng)迫振動(dòng)。

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

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

對懸置2和懸置3動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行仿真分析，可得到與懸置1相同的結(jié)論。

2.3 系統(tǒng)頻率仿真分析

對系統(tǒng)ADAMS模型進(jìn)行仿真得到懸置支承處響應(yīng)力頻譜特性，如圖3。

圖3 懸置1，2，3動(dòng)反力頻譜響應(yīng)

從圖3可看出開始響應(yīng)曲線是線性的，之后進(jìn)入系統(tǒng)的6個(gè)固有頻率，從而引發(fā)了共振，最大共振出現(xiàn)在3.5 Hz處，這是由于動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)第1階模態(tài)受激發(fā)引起的。隨后進(jìn)入電機(jī)的工作頻率，在50 Hz之后隨著頻率的增加，懸置支承處動(dòng)反力力幅值都出現(xiàn)了不同程度的減小。通過隔振原理可知，激勵(lì)頻率和固有頻率的比值越大，系統(tǒng)的隔振性能也就越好。因此需合理布置動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)固有頻率，防止共振的發(fā)生。

3 懸置系統(tǒng)優(yōu)化

3.1 優(yōu)化目標(biāo)

優(yōu)化設(shè)計(jì)動(dòng)力總成懸置參數(shù)時(shí)，可從多個(gè)角度提出多個(gè)目標(biāo)函數(shù)。通常動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的目標(biāo)函數(shù)有：系統(tǒng)各自由度解耦率、系統(tǒng)固有頻率的合理匹配、懸置支承處動(dòng)反力最小和垂直方向的振動(dòng)加速度均方根值最小等。由前面分析可知，動(dòng)力總成振動(dòng)通過懸置傳遞到車身的激勵(lì)力是引起車身板件振動(dòng)從而輻射噪聲的主要原因。因此從降低車內(nèi)噪聲出發(fā)，設(shè)計(jì)目標(biāo)函數(shù)取為懸置支承處動(dòng)反力振幅最小，響應(yīng)力振幅越小，說明其綜合隔振效果越好。樣車動(dòng)力總成支承方式為三點(diǎn)式，因此共3個(gè)優(yōu)化目標(biāo)，分別記懸置1、懸置2、懸置3支承處動(dòng)反力優(yōu)化目標(biāo)為object1，object2，object3[8]。

3.2 設(shè)計(jì)變量

設(shè)計(jì)變量就是優(yōu)化過程中要確立的變量。系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)特性和懸置元件的阻尼、剛度、安裝位置等因素有關(guān)。實(shí)際過程中，對已成型的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)時(shí)，系統(tǒng)自身的特性參數(shù)如質(zhì)心、質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等是不會(huì)變的，所以只能對懸置元件物理、幾何特性參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，主要是系統(tǒng)阻尼、剛度及懸置元件的安裝位置、角度等。樣車受到電機(jī)動(dòng)力總成安裝空間位置的限制，考慮經(jīng)濟(jì)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(dòng)下，系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性受橡膠懸置阻尼的影響很小，因此設(shè)計(jì)變量的選擇主要針對每個(gè)懸置元件的三向靜剛度，共9個(gè)設(shè)計(jì)變量，見表4。

表4 設(shè)計(jì)變量編號

3.3 約束條件

在優(yōu)化設(shè)計(jì)過程中，約束條件是對設(shè)計(jì)變量取值時(shí)的限制條件。由于約束條件的存在，使得為求解滿足設(shè)計(jì)約束條件的設(shè)計(jì)點(diǎn)的工作難度加重，但其優(yōu)化結(jié)果更符合實(shí)際的要求，能達(dá)到最佳的優(yōu)化效果。動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)的約束條件可概括為：

2)確保動(dòng)力總成在工作時(shí)振動(dòng)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(cè)向位移太大，會(huì)縮短懸置元件的壽命。規(guī)定電機(jī)動(dòng)力總成質(zhì)心位移不得超過11 mm，懸置的側(cè)向位移不得超過1 mm，垂向位移不得超過4 mm。

3)根據(jù)剛度變化的合理性，將橡膠懸置剛度變化范圍設(shè)置在±100%之間。

3.4 優(yōu)化結(jié)果分析

SQP(Sequential Quadratic Programming)算法常優(yōu)于拉格朗日乘子法，是求解非線性約束優(yōu)化問題的一類最有效的算法。動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化問題是一個(gè)非線性優(yōu)化問題。因此采用SQP算法求解。優(yōu)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(jìn)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(yōu)化后的懸置靜剛度

優(yōu)化后的電機(jī)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)固有頻率分布見表6。通過對比原動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)固有頻率分布表2可知，系統(tǒng)優(yōu)化后的固有頻率在4.935～23.699 Hz之間，最高階固有頻率比優(yōu)化前有一定降低，避開了電機(jī)的工作頻率，最低階固有頻率比優(yōu)化前有一定的提高，避免了路面激勵(lì)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(yōu)化后的電機(jī)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)固有頻率

優(yōu)化后電機(jī)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)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(shù)解耦度均在60%以上，基本上達(dá)到了各自由度解耦，優(yōu)化效果比較理想。

表7 優(yōu)化后電機(jī)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)能量分布百分比

選取計(jì)算頻率為0～100 Hz，頻率增量的步長為2 Hz，計(jì)算得到駕駛員耳旁測點(diǎn)聲壓級并與優(yōu)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(jì)算駕駛員耳旁測點(diǎn)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(dá)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(nèi)噪聲的降噪效果。優(yōu)化結(jié)果表明此優(yōu)化方法有效可行，可以起到隔振降噪的效果。

圖4 優(yōu)化前后駕駛員耳旁噪聲聲壓值對比

4 結(jié) 語

建立了樣車電機(jī)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的六自由度仿真模型，分析了其固有模態(tài)與固有振型以及振動(dòng)能量耦合情況。從模態(tài)頻率和能量分布百分比可以得出電機(jī)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)存在多自由度耦合現(xiàn)象。并且通過懸置系統(tǒng)在常用工況下的動(dòng)態(tài)響應(yīng)分析，指出懸置系統(tǒng)隔振效果不理想。選擇以懸置支承動(dòng)反力最小為優(yōu)化目標(biāo)，以懸置靜剛度為設(shè)計(jì)變量，以電機(jī)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)固有頻率合理配置、懸置變形、系統(tǒng)位移為約束條件，采用SQP算法優(yōu)化懸置系統(tǒng)參數(shù)，分析和評價(jià)了優(yōu)化結(jié)果，結(jié)果表明優(yōu)化懸置剛度參數(shù)后，駕駛員耳旁測點(diǎn)平均聲壓級有明顯的降低，降低達(dá)到13%，特別是在45，65，95 Hz處聲壓值較高點(diǎn)降低尤其明顯，降低達(dá)到了21%，很好地達(dá)到了隔振減噪的目的。

[1] 王珣,張立軍.燃料電池轎車電動(dòng)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性分析[J].汽車技術(shù),2009(2):28-35. Wang Xun,Zhang Lijun.Study on dynamic characteristic of electrical powertrain mounting system for a fuel cell vehicle [J].Automotive Technology,2009(2):28-35.

[2] H Hata,H Tanaka.Experimental Method to Derve Optimum Engine Mount System for Idle Shake [R].U.S.A:SAE Paper,1987.

[3] 梁天也,史文庫,唐明祥.發(fā)動(dòng)機(jī)懸置研究綜述[J].噪聲與振動(dòng)控制,2007(1):6-10. Liang Tianye,Shi Wenku,Tang Mingxiang.The summary of study in engine mounting [J].Noise and Vibration Control,2007(1):6-10.

[4] 徐中明.純電動(dòng)汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的優(yōu)化[J].汽車工程,2012,34(9):807-810. Xu Zhongming.Optimization of the powertrain mounting system of electric vehicle [J].Automotive Engineering,2012,34(9):807-810.

[5] 徐石安.汽車發(fā)動(dòng)機(jī)彈性支承隔振的解耦方法[J].汽車工程,1995,17(4):198-204. Xu Shian.Vibration isolation and decoupling technique of engine-mount on vehicles [J].Automotive Engineering,1995,17(4):198-204.

[6] 溫任林,顏景平.汽車發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)多目標(biāo)的研究[J].東南大學(xué)學(xué)報(bào),1996,26(6A):106-112. Wen Renlin,Yan Jingping.Study on multi-objective optimization of engine mounting system [J].Journal of Southeast University,1996,26(6A):106-112.

[7] 王天利,孫營.基于能量法解耦的汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造,2006(7):31-33. Wang Tianli,Sun Ying.The optimization of vehicle powertrain mounts system based on energy decoupling [J].Machinery Design & Manufacture,2006(7):31-33.

[8] 薛念文,高非.電動(dòng)汽車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)的匹配設(shè)計(jì)[J].重慶交通大學(xué)學(xué)報(bào):自然科學(xué)版,2011,30(2):304-307. Xue Nianwen,Gao Fei.Matching of parameters of power transmission for electric vehicles [J].Journal of Chongqing Jiaotong University:Natural Science,2011,30(2):304-307.

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(dòng)汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)方面的研究。E-mail：550748909@qq.com。

U469.72

A

1674-0696(2015)01-135-05