電動車動力總成在機械-電磁激勵下的振動分析

于　蓬， 陳詩陽， 章　桐,3， 郭　榮

(1.同濟大學 新能源汽車工程中心，2.同濟大學 汽車學院，3.同濟大學 中德學院，上?！?01804)

電動車動力總成在機械-電磁激勵下的振動分析

于蓬1,2， 陳詩陽1,2， 章桐1,2,3， 郭榮1,2

(1.同濟大學 新能源汽車工程中心，2.同濟大學 汽車學院，3.同濟大學 中德學院，上海201804)

以典型集中驅(qū)動式電動車的動力總成為研究對象，首先建立綜合考慮驅(qū)動電機、傳動系統(tǒng)、懸置支架以及冷卻水套等影響的剛柔耦合模型，進行模態(tài)仿真分析與試驗驗證；然后分析作用于動力總成的電磁激勵和機械激勵，提出考慮電機控制策略影響的電磁激勵仿真方法；最后進行電磁-機械綜合激勵作用下的電動車動力總成振動特性仿真與試驗驗證。結果表明，所提出的機-電-磁-控多物理場仿真方法可以有效的揭示多源動態(tài)激勵對動力總成振動的影響，為電動車動力總成優(yōu)化設計奠定理論基礎。

電動車；動力總成；振動特性；機械激勵；電磁激勵

隨著電動汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，其整車振動、噪聲與乘坐舒適性越來越受到電動車使用者和研究者的關注。相比于傳統(tǒng)內(nèi)燃機汽車,純電動汽車的振動與噪聲水平在總體上都略低，但在某些工況和頻段，其振動與噪聲特性往往引發(fā)駕乘者不舒適的主觀感受[1]。電動車動力總成系統(tǒng)包括電機及齒輪減/差速器系統(tǒng)，其特有的內(nèi)部綜合激勵使電動車振動噪聲產(chǎn)生新特點,永磁同步電機定轉子間產(chǎn)生的電磁激勵以及減/差速器由于齒輪傳遞誤差、嚙合剛度等因素導致的機械激勵是電動車動力總成的重要內(nèi)部激勵[1]。針對電機和傳動系各類激勵對振動噪聲的影響,國內(nèi)外學者已進行了一定的研究。魏靜[2]研究了齒輪箱系統(tǒng)在內(nèi)、外部激勵綜合作用下的振動響應。唐政等[3]基于場路耦合研究了永磁同步電動機的瞬態(tài)特性。Mori等[4]分析了電機徑向電磁力對固有頻率和振動特性的影響。Pellerey等[5]分析了電流諧波對電機殼體振動的影響。Kim等[6-7]使用一種弱磁固耦合方法，對某內(nèi)置式永磁電機的電磁振動進行了研究。Neves等[8]將多物理場電磁仿真用于不同類型的電機振動研究中。

以往研究的不足有：① 動力總成建模方面，雖然建立了總成整體的有限元模型，但是對于殼體冷卻水套、懸置支架柔性以及內(nèi)部軸系支撐作用等因素，考慮不夠全面，獲得的模態(tài)密度有限[1,9]；② 機械激勵獲取方面，使用齒輪動力學簡化公式模擬綜合誤差激勵，數(shù)值模擬精度較低，振動響應結果較單一[1]；③ 電磁力獲取方面，不考慮電機控制因素的影響，無法得到符合實際的徑向和切向電磁力波，尤其是其高頻諧波往往被忽略，造成振動響應結果偏差[1,5,8]：④ 只進行綜合激勵下殼體動態(tài)響應分析，對于機械-電磁分別獨立作用下的響應分析不夠，對各類激勵在動力總成中所占的比重缺少系統(tǒng)的對比[4-5,8]，對后續(xù)從被動角度優(yōu)化齒輪系統(tǒng)和從主動角度控制電流諧波的工程指導意義及效果預估不夠明確。

在以往研究的基礎上，考慮轉子-齒輪系統(tǒng)、懸置支架柔性、殼體及內(nèi)部結構等因素，建立較為準確的電動車動力總成剛柔耦合模型；充分考慮結構和控制方面的因素，獲取詳細的機械激勵和電磁激勵；進行動力總成在機械-電磁激勵下的振動響應仿真及試驗驗證，分析電磁激勵和機械激勵對總成殼體振動影響的比重，總體把握電動車動力總成振動的激勵特性和響應特性，為從主被動控制角度進行動力總成的減振降噪控制提供技術支持。

1　動力總成模型及模態(tài)分析

1.1電動車動力總成建模

所研究的某款集中驅(qū)動式電動車的動力總成主要包括兩部分：電機和減差速器殼體結構以及動力總成內(nèi)部傳動系結構。動力總成內(nèi)部傳動系統(tǒng)包括電機、固定傳動比的二級減速器以及差速器。在Hypermsh軟件中建立電機和減差速器殼體三維有限元模型，在Romax軟件中建立剛性齒輪傳動系模型；然后在Romax軟件中利用節(jié)點耦合技術將建立的柔性殼體模型和剛性傳動性模型進行裝配，得到電動車動力總成的剛柔耦合模型，如圖1所示。

圖1　動力總成剛柔耦合模型Fig.1 Rigid-flex coupled model of power train

具體的動力總成結構以及基于Romax軟件和有限元軟件進行剛柔耦合聯(lián)合建模的方法參見文獻[1,10]。本文模型的改進之處在于,與文獻[1]中的模型相比，考慮了電機定子外部冷卻水套及三個懸置支架柔性的影響，能獲得較高的模態(tài)密度；與文獻[10]中的模型相比，在減/差速器剛柔耦合模型的基礎上，進一步考慮了轉子-齒輪系統(tǒng)的影響，建立了整個動力總成的剛柔耦合模型，便于整體把握。

1.2模態(tài)仿真及試驗結果

對動力總成進行固有特性分析是研究其振動噪聲特性的基礎，一方面通過與試驗對比可以驗證仿真模型的準確性；另一方面也有助于后續(xù)更全面地分析振動響應結果。對上述建立的動力總成剛柔耦合模型進行模態(tài)特性求解，設置求解頻率范圍0～5 000 Hz，最終得到耦合模型在該頻率范圍內(nèi)的模態(tài)階數(shù)和頻率，如表1所示。同時，模態(tài)試驗測得的電動車電機與減速器0～5 000 Hz的模態(tài)參數(shù)也列入表中，以便參考[9]。

表1　動力總成固有特性

從表1中可以看到，動力總成耦合模型在0～5 000 Hz范圍內(nèi)共有15階模態(tài)，各階模態(tài)頻率與模態(tài)試驗結果的誤差基本保持在10%以內(nèi)，驗證了仿真模型的準確性以及后續(xù)在動力總成振動響應研究中的可用性。對于模態(tài)試驗中的1、2階固有頻率，仿真模型并未體現(xiàn)出該固有特性，該固有頻率的產(chǎn)生可能是由懸吊繩索的影響所導致，仿真中未考慮懸吊繩索的影響。同時對比文獻[9]中的仿真結果可知，綜合考慮水套影響、支架柔性及轉子-齒輪系統(tǒng)內(nèi)部支撐的殼體模態(tài)結果，與忽略這些因素的動力總成殼體模態(tài)結果相比，模態(tài)密度更大，有助于獲取更豐富的動力學響應。

2　機械-電磁激勵獲取

2.1機械激勵

動力總成內(nèi)部機械激勵是指齒輪在嚙合過程中產(chǎn)生的動態(tài)激勵，主要包括嚙合剛度激勵、傳遞誤差激勵以及嚙合沖擊激勵[1,10]。Romax仿真方法可以全面的考慮到以上因素，首先對動力總成運行條件下的內(nèi)部機械激勵進行獲取。以車速40 km/h這一常用工況為例，計算該工況下的齒輪系傳遞誤差以及動力總成的振動結果，獲取殼體表面各關鍵點的振動響應。以減速器二級齒輪軸外端軸承處的振動加速度響應為例，振動頻域結果如圖2所示。

圖2　軸承處振動加速度Fig.2 Bearing vibration acceleration

從圖2中可以看到，該軸承中心處的振動加速度值分別在606.6 Hz、1 010.1 Hz、1 868.7 Hz和3 181.8 Hz取得極值，在頻率1 868.7 Hz處出現(xiàn)峰值，振動加速度達到了0.886 m/s2。類似的，提取耦合模型8個軸承中心處的加速度振動響應結果，作為后續(xù)殼體振動研究中的內(nèi)部機械激勵輸入。以往研究使用簡化公式計算機械激勵，只能考慮齒輪剛度、嚙合誤差等與齒輪系統(tǒng)相關的因素，對于其它影響因素的考慮則不夠全面。使用專業(yè)的Romax軟件獲取機械激勵，與文獻[1]中使用簡化的齒輪動力學公式模擬激勵相比，更能體現(xiàn)殼體柔性、懸置支撐、水套等若干因素的影響，使結果更加符合實際。

2.2電磁激勵

電機定子電流的交變產(chǎn)生氣隙旋轉磁場，該磁場與轉子永磁體磁場相互作用，產(chǎn)生驅(qū)動轉矩供車輛運行。與此同時，氣隙磁場產(chǎn)生作用于定子鐵芯內(nèi)表面的電磁力波，造成定子殼體在電磁激勵下的結構振動，并向動力總成外部輻射電磁噪聲。作用于定子的電磁力主要包括徑向和切向電磁力波。對于兩個方向電磁力波的準確模擬，是獲得合理的殼體動態(tài)振動響應的關鍵。而電磁力波的產(chǎn)生與電機定子電流的供電方式緊密相關，不同的控制策略將產(chǎn)生不同的諧波電流及電磁力波。本文的電磁力獲取將充分考慮電機控制策略的影響。

首先在電磁仿真軟件中建立電機2D電磁仿真模型，2D仿真是電動車驅(qū)動電機電磁仿真的常用方法，其精度滿足工程要求[4-8](3D電磁仿真較多考慮端部效應，較為適用于軸向尺寸較短的輪轂電機仿真或者氣隙較大的高速電機仿真)；其次，使用MATLAB/Simulink搭建控制電機模型，所研電動車的電機控制策略為最大轉矩電流比控制，該控制策略在文獻[11]中已有較為詳細的闡述，不再贅述。最后，基于電磁場仿真軟件和控制電機模型，進行場路耦合聯(lián)合仿真。給出基于控制策略、逆變器電路和電機有限元本體的聯(lián)合仿真模型，如圖3所示。求解在最大轉矩電流比控制條件下，永磁電機的電磁場分布和定子受到的電磁力。該仿真方法充分考慮了電機控制策略對電磁力波的影響，能夠獲得更加豐富的動力學現(xiàn)象，尤其是高頻動態(tài)特性。

圖3　電磁聯(lián)合仿真模型Fig.3 Electromagnetic simulation model

選擇三相輸入電流為2 A，電機轉速為2 800 r/min(對應車速40 km/h的工況，對應轉子基頻f=46.7 Hz)，得到永磁電機的電磁場氣隙磁密分布，經(jīng)氣隙磁密與電磁力關系的轉換公式計算[5]，最終得到電機殼體各點處切向和切向電磁力，以電機內(nèi)部齒槽上某點為例，其徑向、切向電磁力波的頻域結果如圖4所示。仿真中選定的電機的極對數(shù)p=4，所以電機的電磁力峰值頻率應該以轉子基頻的2npf倍為主。從圖5看出，定子齒槽測點所受的電磁力的頻率分量主要為有400 Hz(8f)、1 200 Hz(24f)、4 000 Hz(88f)、4 600 Hz(96f)、5 000 Hz(104f)等，其峰值頻率都對應于由磁極引起的諧波頻率2npf(n=1,2,3,4…)。600 Hz和4 800 Hz這兩個頻率處的峰值是由轉子磁極和定子齒槽共同作用所引起。而各個特征頻率下的峰值分布則受到控制電流諧波成分的影響，電機控制因素和結構因素對電磁力影響的總結參見文獻[11]。

將圖4結果與文獻[1,5]中的電磁力進行對比發(fā)現(xiàn)，文獻[1,5]中忽略電機控制策略的影響，只能得到較為理想的電磁力仿真結果，無法獲得更為符合實際的電磁力仿真結果，尤其是在3 000～5 000 Hz的頻率范圍內(nèi)，忽略控制電路的影響，將無法體現(xiàn)電機由于控制策略的存在造成的定子電流諧波成分，進而無法得到較為貼合實際的動力總成殼體振動響應，切向電磁力波的結果也是類似。獲取電機內(nèi)部所有齒槽上的徑向和切向電磁力，作為后續(xù)振動研究中的電磁激勵輸入。

圖4　測點電磁力頻譜圖Fig.4 Electromagnetic force of measure point(Frequency domain)

3　動力總成殼體振動響應分析

3.1綜合激勵的施加

Romax是專業(yè)的齒輪動力學仿真設計軟件，但對于電動車動力總成電磁激勵的施加及響應分析方面，功能不夠完善，后續(xù)使用后處理功能強大的商用化軟件Ansys對動力總成殼體的振動響應進行分析，即利用Romax仿真獲取機械激勵，利用電磁聯(lián)合仿真獲取電磁激勵，再共同施加于Ansys有限元模型，進行動態(tài)響應分析。動力總成有限元模型如圖5(a)所示。

為確保Ansys中的有限元模型模態(tài)仿真結果與之前模態(tài)結果的一致性，首先添加梁單元和軸承孔的剛性連接，用于模擬Romax軟件中的齒輪系和軸承，調(diào)整梁單元截面、單元材料及屬性，最終確定的內(nèi)部梁單元支撐結構，如圖5(b)所示；然后，將前述獲取的動力總成內(nèi)部機械-電磁激勵加載到殼體單元上，機械激勵加載到各軸承孔剛性連接的中心點位置，電磁激勵則加載到電機殼體內(nèi)部齒槽內(nèi)表面上，電磁激勵及其施加位置如圖6所示。

圖5　動力總成有限元模型Fig.5 Power train finite element model

圖6　電磁激勵及施加位置Fig.6 Excitation applied position

3.2關鍵點響應及激勵占比分析

對動力總成模型進行動響應仿真及頻譜分析，得到動力總成殼體各處的振動響應結果，參照電動車動力總成的動響應研究[1]，提取電機、減速器、差速器上各對應點的振動響應結果進行分析，仿真結果如圖7所示。圖中不僅給出了機械-電磁激勵下的動態(tài)響應結果，還給出了機械激勵和電磁激勵共同作用下的結果，便于更加全面的把握動力總成的振動特性。

圖7　X向加速度響應仿真結果Fig.7 X direction acceleration simulateresults

分析圖7中各曲線可知：

(1) 動力總成殼體表面上的電機仿真點、減速器仿真點以及差速器殼體表面仿真點的振動響應，均受到機械激勵和電磁激勵的綜合影響。電機定子雖然不與減速器直接相連，但仍受到明顯的機械系統(tǒng)振動激勵的影響；減/差速器雖然不直接受到定轉子間電磁力的作用，但是其振動響應結果中也存在明顯的電磁激勵振動的成分。表明動力總成一體化建模及仿真方法的優(yōu)越性，若將電機和減/差速器分開建模則無法得到文中類似的結果。

(2) 機械激勵單獨作用下的動力總成振動響應和綜合激勵共同作用下的總成振動響應較為吻合，說明在0～5 000 Hz的頻段內(nèi)，機械激勵占據(jù)主導因素，而電磁激勵為次要因素。

(3) 機械激勵作用下和綜合激勵作用下的特征頻率主要分布在2 500 Hz、3 800 Hz以及4 500 Hz附近，對應表1的模態(tài)信息可知，主要引發(fā)了動力總成第5、6、10、14、15階次的共振；引發(fā)這些共振的原因是轉子-齒輪系統(tǒng)嚙合頻率的基頻f的倍頻，這些頻率有z1倍(1 354 Hz)、2z1倍(2 708 Hz)、3z1倍(4 062 Hz)、z1 z3 / z2倍(490 Hz)、2z1z3/z2倍(980 Hz)，z1、z2、z3分別為電機轉子輸出軸齒輪齒數(shù)、中間軸輸入端齒輪齒數(shù)和輸出端齒輪齒數(shù)。

(4)電磁激勵作用下的特征頻率主要分布在2 000 Hz、2 400 Hz、4 800 Hz附近。結合圖4和表1分析可知，2 000 Hz以下的徑向、切向電磁激勵幅值雖然較大，但是動力總成在該頻段內(nèi)的頻率分布較稀疏，未能引發(fā)較大的殼體共振。2 000 Hz、2 400 Hz處的電磁激勵雖然較小，但由于共振也出現(xiàn)了較明顯的響應峰值，主要引發(fā)了總成第2、4階次的共振。而4 800 Hz在處，由于同時具有較大的電磁激勵峰值和共振的條件，也在電機和減速器表面引發(fā)了較為明顯的電磁振動。

綜上所述，使用Romax軟件獲得機械激勵、使用電磁仿真軟件與電機控制策略相結合的仿真方法獲取電磁激勵，與以往研究相比能體現(xiàn)更豐富的動力學現(xiàn)象。圖7結果與文獻[1]中的對應測點的仿真結果相比，峰值頻率點更多，與理論分析結果更加吻合，體現(xiàn)了所提供的改進仿真方法的正確性。進一步分析系統(tǒng)振動響應的主要波峰處電磁與機械激勵的貢獻率，各個仿真點機械激勵影響比值和電磁激勵影響比值如表2～4所示。機械和電磁激勵作用占比計算公式為：

(1)

式中，fk為1/3倍頻程中心頻率，n為中心頻率所在頻段采樣點數(shù)，i為中心頻率所在頻段采樣點編號，E為頻率帶上的能量，j代表機械激勵，d代表電磁激勵。

表2　電機測點處的X向振動加速度

表3　減速器測點處的X向振動加速度

表4　差速器測點處的X向振動加速度

可以進一步得到如下結論：機械激勵和電磁激勵是引起電動車動力總成殼體的振動兩個主要內(nèi)部激勵，其中機械激勵在整個頻率段內(nèi)比重相對較大，尤其是在0～4 000 Hz頻段，機械激勵占據(jù)主導地位；在4 000～5 000 Hz頻段，電磁激勵對殼體振動的影響增大，尤其在電機殼體部位占據(jù)主導地位，使得電動車動力總成在高頻段的動力學現(xiàn)象更加復雜。另外，由于電動車動力總成的集成式一體化結構，電機的電磁激勵對差速器的振動也有一定影響，如差速器表面2 000 Hz左右的峰值幾乎全部由電磁激勵引發(fā)。

4　關鍵測點振動響應試驗

為了驗證前述仿真結果的正確性，進行電動車整車轉鼓試驗。相關設備包括：純電動車樣車、三向加速度傳感器以及記錄、分析、處理振動信號設備：LMS Testlab、CANCASE/CANnape、LeCroy HDO4034 等。試驗過程參照國家標準GB/T14365-93《機動車輛噪聲測量方法》布置振動加速度傳感器，主要測試工況有：① 穩(wěn)速工況-在10 km/h～80 km/h穩(wěn)速巡航條件下，每間隔10 km/h進行測量；② 轉鼓拖動工況-轉鼓帶動車輪速度從10 km/h～80 km/h巡航，每間隔10 km/h測量一次，用于輔助分析。對應仿真工況，以40 km/h的驅(qū)動和反拖工況處理結果為例進行分析。加速度測點對應前述三個仿真測點，如圖8所示。

圖8　加速度傳感器布置Fig.8 Layout of accelerators

4.1電機驅(qū)動工況

驅(qū)動試驗工況對應機械-電磁綜合激勵下振動仿真工況。通過對比試驗和仿真結果，可以在模態(tài)試驗的基礎上，進一步驗證模型的正確性。獲取三個測點的振動加速度時域結果，并進行快速傅里葉變換，得到頻域處理結果如圖9所示。

將圖9試驗結果對比圖7中的仿真結果可知，

(1) 電機測點2 500 Hz和3 800 Hz處的由機械激勵引發(fā)的峰值以及500 Hz、 1 000 Hz、 1 500 Hz附近的由電磁激勵引發(fā)的峰值都在試驗中被反映了出來；但在試驗中第一峰值不是體現(xiàn)在3 800 Hz左右，而是出現(xiàn)在2 500 Hz左右，這是因為在實車動力總成系統(tǒng)中，由于裝配誤差和磨損等因素，造成轉子軸相比仿真時較大的靜、動偏心，從而引發(fā)的驅(qū)動小齒輪齒數(shù)的2倍頻(2z1)的較大振動。

(2) 減速器測點的試驗及仿真結果吻合得較好。2 500 Hz處的峰值未出現(xiàn)類似于電機測點高于仿真值的原因是，減速器測點在布置時，選擇在了一級嚙合齒輪中心對應的測點處，較大程度的排除了輸入軸靜、動偏心的影響。

(3) 差速器測點的試驗及仿真結果在1 000 Hz以上頻段吻合得較好，在0～1 000 Hz內(nèi)試驗獲得的振動響應峰值明顯多于仿真結果。這是因為差速器被包裹在動力總成殼體中，試驗測點無法直接布置在差速器殼體上，而是選取的臨近差速器殼體仿真點的動力總成殼體上，這樣將受到半軸結構等的影響。進一步甄別可知，試驗中500 Hz左右的峰值是由于驅(qū)動半軸第一階彎曲頻率導致。

圖9　X向加速度響應試驗結果(驅(qū)動工況)Fig.9 X direction acceleration simulateresults(driving condition)

總體來看，試驗結果和仿真結果中各個測點加速度的主要峰值點和峰值頻率的趨勢，具有較強的一致性，說明所提供的綜合激勵添加以及建模、仿真方法，可以較好的預測動力總成的振動特性，為進一步的從主被動控制角度優(yōu)化齒輪傳動系統(tǒng)或者電機控制策略提供有效仿真平臺。

4.2測功機拖動工況

不失一般性，在進行驅(qū)動工況試驗之后，為便于參考分析，進行了相同轉速下的轉鼓反拖試驗。獲取了相關測點的振動響應結果，如圖10所示。需要首先明確的是，該試驗結果并不能完全對應單純機械激勵下的仿真結果。原因有：① 輪轂反拖試驗中，車輛掛空擋，雖然排除了驅(qū)動電機定轉子間較大的電磁激勵的影響，僅在齒輪激勵下獲取振動響應結果，但是該工況僅為試驗室工況，不完全對應車輛的實際使用工況；② 試驗中很難將機械激勵和電磁激勵完全剝離，反拖工況中，電機定子線圈被動切割轉子磁場磁感線，也產(chǎn)生少量的電磁轉矩和電磁阻尼，但是其值遠小于驅(qū)動工況，對傳動系統(tǒng)轉矩、轉速的抑制效果有限，可能導致反拖工況下，振動幅值大于驅(qū)動工況；③ 驅(qū)動工況下，電機驅(qū)動車輪，效果是減速度增扭矩，而反拖工況下，車輪驅(qū)動電機，效果是增速度減扭矩，轉矩轉速條件發(fā)生了較大變化。綜上，將反拖工況結果與單純機械激勵下的結果進行對比并不是必要的步驟，但是仍然可以通過正驅(qū)和反拖試驗對比，進一步把握動力總成的機械振動特性。

對比圖10和圖9可知，

(1) 反拖工況下4 800 Hz處的峰值消失，這與反拖工況下，電機電磁嘯叫噪聲(Whine)消失的主觀感受一致。該峰值消失的原因，一方面是電機轉子軸不作為激勵輸入軸，其對應的高階次倍頻(3z1倍基頻)能量大大減少，引發(fā)振動的作用減小，另一方面是電磁激勵減小，徑向、切向電磁力波中的4 800 Hz附近的高頻諧波含量消失，無法引發(fā)總成殼體在該頻率附近的共振。

(2) 振動峰值主要集中在490 Hz、980 Hz、1 500 Hz、2 000 Hz、2 500 Hz附近，這些頻率均由齒輪嚙合頻率引發(fā)，是轉子軸基頻(46.7 Hz)的nz1z3/z2(n=1,2,3,4,5…)倍，也就是二級齒輪嚙合頻率(490 Hz)的nz3倍頻。

(3) 電機測點最大峰值出現(xiàn)在490 Hz，是因為動力從二級嚙合齒輪傳遞到電機轉子軸，引發(fā)類似于空載齒輪非線性振動(Rattle)的現(xiàn)象所致。該轉軸在輸入工況下受到重載荷及電磁阻尼的作用，而在反向拖動工況，僅受到轉子慣量的影響，負載及阻尼大大減小，對振動的衰減作用減小。

(4) 減速器測點2 500 Hz處的振動源于中間軸振動引發(fā)總成第5階次的共振，與驅(qū)動工況類似。差速器測點處0～1 000 Hz的較大峰值是由于半軸的影響，在測功機驅(qū)動車輪的條件下，半軸成為動力源輸入軸，具有較大的振動能量，對差速器附近測點振動的影響加大。

圖10　X向加速度響應試驗結果(反拖工況)Fig.10 X direction acceleration simulate results(driven condition)

另外，部分頻率點的振動幅值高于驅(qū)動工況，符合試驗前的預期，這與電磁阻尼力減小，進而抑制振動的作用減小，以及齒輪負載轉矩減小而轉速波動加大這一機械激勵特性的改變有關。這些變化能夠在齒間側隙數(shù)值不改變的情況下，造成更大的輪齒嚙合非線性振動的幅值。

5　結　論

(1) 綜合考慮轉子-齒輪系統(tǒng)內(nèi)部支撐、定子冷卻水套、殼體及懸置支架柔性的剛柔耦合建模方法，以及通過Romax詳細獲取機械激勵和考慮控制策略獲取電磁激勵的仿真方法，能夠較為準確地反映電動車動力總成的振動響應特性。

(2) 機械激勵和電磁激勵是引起電動車動力總成殼體結構振動的兩個主要激勵源，引發(fā)電動車動力總成的齒輪嘯叫伴隨電機嘯叫現(xiàn)象。機械激勵在整個頻率段內(nèi)占據(jù)主導地位；在2 000 Hz左右及4 000 Hz～5 000 Hz頻段，電磁激勵的作用也較為可觀。

(3) 電機驅(qū)動工況下，動力總成殼體共振主要由一級齒輪嚙合頻率1 354 Hz的2、3倍頻以及4 800 Hz附近的高頻大幅值電磁力波激勵引發(fā)；測功機反拖工況下復雜的振動響應，主要是因為齒輪副在承載轉矩小、轉速波動大以及齒間側隙的影響下，產(chǎn)生的相對變大的嚙合非線性振動引發(fā)。

(4) 反拖工況可用于整體把握，是否能直接用于對比機械激勵單獨作用下的仿真結果，有待進一步探討。后續(xù)將設定符合拖動工況運行狀態(tài)的仿真工況，進行相應的仿真分析。

所做研究有助于整體把握電動車動力總成的振動特性，為進一步的從被動角度優(yōu)化齒輪傳動系統(tǒng)和總成殼體系統(tǒng)及從主動控制角度改進電機控制策略奠定基礎。

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Vibration response of an EV power train under mechanical-electromagnetic excitation

YU Peng1,2, CHEN Shi-yang1,2, ZHANG Tong1,2,3, GUO Rong1,2

(1. New Clean Energy Automotive Engineering Center, Tongji University, Shanghai 201804, China;2. School of Automotive Studies, Tongji University, Shanghai 201804, China;3. Sino-GermanCollege of Applied Sciences, Tongji University, Shanghai 201804, China)

Taking a central-driven electric automotive powertrain as a study object, a rigid-flexible coupled powertrain model was built considering effects of driving motor, transmission system, mounting brackets and cool water jacket. The dynamic characteristics of the model were obtained with simulation and they were compared with those of modal tests. Then, mechanical and electromagnetic excitations were analyzed, a simulation method of electromagnetic excitation consider the effects of motor control strategy was proposed. At last, the vibration characteristics of an EV power train under mechanical and electromagnetic excitations were simulated and verified with tests. The results showed that the mechanical-electrical-magnetic-control multi-physical field simulation method can effectively predict the vibration characteristics of an EV power train under multi-source dynamic excitations, and provide reference for optimization design of an EV powertrain.

electric vehicle (EV); power train; vibration characteristics; mechanical excitation; electromagnetic excitation

10.13465/j.cnki.jvs.2016.13.017

國家863計劃項目(2011AA11A265)；國家自然科學基金(51205290)；中央高校基本科研業(yè)務費專項資金項目(1700219118)

2015-04-21修改稿收到日期：2015-06-22

于蓬 男，博士生，1986年生

章桐 男，教授，博士生導師，1960年生

E-mail:tzhang@fcv-sh.com

U469.72+2

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