基于實驗和仿真的深度混合動力系統(tǒng)電機油泵振動響應(yīng)分析及優(yōu)化

徐章祿，袁晶，張彤

(科力遠混合動力技術(shù)有限公司，上海 310025)

0 引言

目前政府提倡提高能源利用率、減少尾氣排放來保護環(huán)境,既能提高能源利用率，又不影響汽車續(xù)航能力的混合動力系統(tǒng)能夠滿足要求?；旌蟿恿ο到y(tǒng)是擁有多種動力來源的系統(tǒng)，由電機和燃油發(fā)動機共同驅(qū)動，混合動力合成箱內(nèi)有濕式離合器、制動器、齒輪行星排架等，這些都需要通過油液來驅(qū)動、冷卻、潤滑，所以在混合動力合成箱上有一套液壓系統(tǒng)，這套液壓系統(tǒng)的動力就是文中將要分析的電機油泵。

電機油泵工作時通過電機帶動內(nèi)外轉(zhuǎn)子運轉(zhuǎn)將油液運送至混合動力箱內(nèi)各部位，它的主要動力是油泵內(nèi)的電機。電機油泵在工作中會產(chǎn)生振動，它的振動會影響到整車噪聲和乘員舒適性，是電機油泵的重要性能指標。電機油泵振動主要原因有：

(1)泵體部分零件磨損；

(2)轉(zhuǎn)動部件質(zhì)量不平衡、安裝質(zhì)量不良、機組軸線不對稱、擺度超過允許值；

(3)出現(xiàn)水泵臨界轉(zhuǎn)速與機組固有頻率一致都會引起共振，從而產(chǎn)生強烈的振動和噪聲；

(4)進口流速和壓力不均勻，壓力脈動、液體繞流、偏流和脫流；

(5)支撐水泵和電機的基礎(chǔ)發(fā)生不均勻沉陷或基礎(chǔ)的剛性較差，也會導(dǎo)致機組發(fā)生振動。

文中采用嶄新的油泵和電機，部件質(zhì)量都嚴密監(jiān)控，不存在磨損和質(zhì)量問題，泵體水流流速較小、壓力穩(wěn)定，電機輸出扭矩小，最大扭矩值僅為2.5 N·m，且扭矩不會發(fā)生劇烈變化，難以使油泵產(chǎn)生振動。電機油泵內(nèi)電機轉(zhuǎn)速最高為4 000 r/min，頻率僅為66.6 Hz，遠遠小于油泵結(jié)構(gòu)頻率，不會達到臨界轉(zhuǎn)速。經(jīng)過分析，油泵與混合動力合成箱相連接的部位是電子油泵的最大振動來源。

本文作者將對電機油泵進行模態(tài)和頻率響應(yīng)分析，計算其模態(tài)頻率和頻響振幅，并與實驗結(jié)果進行對標，之后在此基礎(chǔ)上改進油泵結(jié)構(gòu)，通過提高電機油泵模態(tài)頻率、增加油泵剛度來減少振動量。

1 電機油泵振動穩(wěn)定性實驗和有限元計算流程

電機油泵穩(wěn)定性實驗是通過混合動力合成箱臺架實驗來實現(xiàn)的，混合動力合成箱臺架實驗?zāi)康氖菧y試混合動力系統(tǒng)在工作狀態(tài)下的振動狀況，電機油泵位于混合動力合成箱體外部，與混合動力合成箱通過螺栓連接在一起，如圖1所示。

測量點加速度頻譜圖如圖2所示。

圖1 混合動力合成箱上的電機油泵

圖2 測量點加速度頻譜圖

混合動力合成箱運行時內(nèi)部電機會輸出不同轉(zhuǎn)矩，負載電機轉(zhuǎn)速也會發(fā)生變化，在工作時使箱體產(chǎn)生振動，然后由箱體傳遞到電機油泵，在油泵支座部位和油泵電機殼端部貼上加速度傳感器即可測得支撐部位振動輸入值與油泵電機殼端響應(yīng)值。文中測量混合動力合成箱輸出軸轉(zhuǎn)速在65 s內(nèi)由1 400 r/min減速至300 r/min的工況，測得的振動加速度頻譜如圖2所示。X向共振頻率為333.3 Hz，Y向共振頻率為500 Hz，Z向頻率為1 250 Hz。

電機油泵振動過大會導(dǎo)致油泵附近噪聲加大，影響NVH性能，同時過大的振動更容易引起結(jié)構(gòu)疲勞和磨損，最大振幅都處于低頻段。文中主要針對電機油泵低頻段進行分析以減小振動和降低噪聲。

采用基于模態(tài)的頻率響應(yīng)分析方法來再現(xiàn)實驗。模態(tài)分析是通過求解結(jié)構(gòu)剛度矩陣特征值來獲得結(jié)構(gòu)的頻率和振型。頻率響應(yīng)計算是在模態(tài)基礎(chǔ)上通過加載頻域載荷獲得頻域響應(yīng)的計算方法，通過此方法可獲得振動加速度頻域曲線。由于電機油泵結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，內(nèi)部存在泵體偏心輪、電機。電機油泵有限元模型需要在實驗數(shù)據(jù)基礎(chǔ)上不斷調(diào)試以提高精度。圖3將詳細說明電機油泵有限元計算的流程。

圖3 技術(shù)方案流程

2 有限元結(jié)果與實驗結(jié)果進行對標

2.1 有限元模型的搭建

電機油泵總成由泵體部分與電機部分組成，包括支座、外殼、偏心輪、電機軸和軸承、襯套、電機定轉(zhuǎn)子等部件組成，整體模型如圖4所示。材料性能及零部件質(zhì)量見表1。

在前處理軟件中建立電機油泵有限元模型，模型中的各部件均采用高階四面體單元劃分，單元基本尺寸為3 mm。

各螺栓連接部件之間采用剛性單元RB2連接；電機軸這類運動部件與其他零件連接則采用柔性單元RB3連接，如圖5中○所示。電機轉(zhuǎn)子與定子簡化為質(zhì)點單元，質(zhì)點位置為電機重心，將其與電機殼和電機軸同時柔性綁定。電機轉(zhuǎn)子作為運動部件，其剛度具有不可預(yù)測性，因而在仿真計算時需要通過實驗結(jié)論調(diào)整電機質(zhì)心的綁定方式。吊耳螺栓孔與殼體螺栓孔均使用CBUSH彈簧阻尼單元連接。

有限元模型計算時將油泵支座固定約束，如圖5中△部位所示。

圖4 電機油泵總成模型

零件名材料彈性模量/GPa泊松比密度/(kg·m-3)質(zhì)量/kg支座和殼體YL113700.332 7000.655 4泵體內(nèi)外轉(zhuǎn)子15號鋼2000.277 8000.138 4電機軸合金鋼2070.257 8000.189 7電機定子、繞組和轉(zhuǎn)子————1.516 5

圖5 電機油泵內(nèi)部連接及約束

2.2 FEM模態(tài)計算結(jié)果的驗證

為檢測電機油泵有限元模型的精度，首先對油泵模型進行約束模態(tài)分析，將支撐部位螺栓孔全部自由度固定，電機質(zhì)心點與電機軸和電機殼周向綁定，如圖6所示。

圖6 電機質(zhì)心綁定方式

前3階頻率值與振型如圖7所示。

圖7 模態(tài)頻率

將前3階頻率與實驗共振頻率對比，對比結(jié)果如表2所示。

表2 模態(tài)計算頻率值與實驗對標

由表2中可見電機油泵實驗共振頻率與分析頻率在前2階基本一致，精度達到99%，第3階精度為96.9%，說明有限元模型精度達標。

2.3 電機油泵模態(tài)計算頻率影響因素研究

在模態(tài)計算中，頻率值與質(zhì)量呈反比，與材料剛度呈正比[10]。模態(tài)計算結(jié)果偏大的原因主要有：(1)零部件之間約束方式；(2)邊界約束方式；(3)材料剛度；(4)單元類型；(5)零部件質(zhì)量。

文中有限元模型采用2階單元模擬，高階單元相對低階單元節(jié)點數(shù)增多，計算量更大，速度較慢，但精度更高，剛度偏柔，能更好地模擬真實狀況[1]。由單元類型引起的模型剛度和頻率增大可以排除。材料剛度數(shù)據(jù)不會有顯著偏差，不屬于主要因素。零部件質(zhì)量經(jīng)過檢測并未偏小，邊界約束方式正確。目前有顯著影響的因素是零部件之間約束方式，在活動部位約束過剛，主要是吊耳與電機部位。

電機油泵底座與箱體之間通過螺栓連接在一起。利用吊耳對電機殼進行支撐，吊耳兩端分別通過螺栓與箱體和電機殼連接，直徑7.5 mm的吊耳孔比箱體和電機殼體5 mm的螺栓孔都要大2.5 mm左右，如圖8所示。它依靠摩擦力在箱體與電機殼之間支撐，所以吊耳對油泵的支撐剛度會有波動。另外電機轉(zhuǎn)子在工作過程中處于轉(zhuǎn)動狀態(tài)，且電機軸在軸向也可以輕微移動，因而也會產(chǎn)生剛度波動。文中主要依靠修正電機質(zhì)心的綁定連接方式和吊耳的綁定剛度來測試各方向模態(tài)頻率受到的影響。

圖8 吊耳、電機殼和箱體之間的螺栓孔

將吊耳與殼體之間的CBUSH彈簧單元剛度打折來測試吊耳支撐剛度對各方向頻率的影響。從表3中可以清晰地看出CBUSH剛度由1×1010N/m降低至1×109N/m，X向頻率僅減少2.5 Hz，為原來的99.2%，Y向頻率減少108.7 Hz，為原來的78.1%，Z向頻率減少11 Hz，為原來的99.1%。電機油泵X向和Z向頻率受吊耳剛度影響相對較小，Y向頻率受吊耳剛度影響相對較大。

表3 不同CBUSH剛度參數(shù)下油泵頻率

電機Z向模態(tài)云圖及電機質(zhì)心綁定方式如圖9所示。

圖9 電機Z向模態(tài)云圖及電機質(zhì)心綁定方式

由于電機軸是活動部件，剛度難預(yù)測，電機定子與電機殼之間存在接觸面，在振動過程中電機內(nèi)部接觸面之間能夠發(fā)生相對滑動，剛度會存在波動。因而將電機質(zhì)心與殼體內(nèi)表面周向使用RB2單元全部剛性綁定會造成剛度增加，需要調(diào)整電機質(zhì)點與殼體的連接，如圖9所示。

從表4可見使用RB2單元和局部綁定時，X向和Y向頻率波動在10 Hz內(nèi)，而Z向頻率波動在100 Hz左右，Z向頻率受電機質(zhì)心和電機殼體、電機軸連接方式的影響。使用RB3單元綁定時總成模態(tài)頻率值在3個方向上與實驗值基本一致，可以用于頻率響應(yīng)計算。

表4 不同的電機質(zhì)心與殼體連接方式下模態(tài)頻率 Hz

2.4 電機油泵頻率響應(yīng)分析

頻率響應(yīng)計算是計算結(jié)構(gòu)在周期正弦振蕩載荷作用下對每一個計算頻率的動響應(yīng)。頻率響應(yīng)計算方式有直接法和模態(tài)法兩種：直接法精度高，但無法計算來自固定部位的激勵；模態(tài)頻率響應(yīng)計算中結(jié)構(gòu)矩陣用忽略阻尼的實特征值分析進行了壓縮，然后用模態(tài)坐標建立廣義剛度和質(zhì)量矩陣，而頻率響應(yīng)阻尼系數(shù)需通過實驗數(shù)據(jù)對標獲得。由于電機油泵激勵來自底部固定部位，所以只能使用基于模態(tài)的頻率響應(yīng)計算方式進行計算?；谀B(tài)的頻率響應(yīng)計算方式相比直接頻率響應(yīng)法更加快速，計算效率更高。在電機油泵與混合動力箱體連接處約束全部自由度，在約束部位施加通過實驗測得的加速度振動激勵，如圖10所示，頻率范圍為20～1 300 Hz，從輸入的加速度曲線得出混合動力箱體傳遞的振動加速度幅值最低頻率為500 Hz，由于加速度輸出值為加速度輸入值的18倍，所以500 Hz也是液壓油泵的振動頻率。使用頻響分析進行仿真計算，測量點位置如圖10所示。

圖10 電機殼端部測量點和加載部位示意圖及各方向輸入曲線

圖11為臺架實驗測量點加速度曲線與頻率響應(yīng)計算結(jié)果的對比圖。

從表5看，仿真與實驗高度吻合，X向和Y向為振動主要方向，Z向振動較小，其中Y向振動最大。在3個方向上頻率響應(yīng)峰值與實驗值接近，在Z向頻響計算時阻尼取0.02，X向和Y向取0.04。Z向振動峰值相對其他兩個方向相對較小，其大小為X向的17%，Y向的6%。

模態(tài)阻尼系數(shù)對頻率響應(yīng)結(jié)果影響極大，圖11為X向和Y向阻尼系數(shù)取0.04和Z向阻尼系數(shù)取0.02時的電機油泵電機殼端部測量點的頻率響應(yīng)幅值曲線和實驗數(shù)據(jù)，在不同阻尼下頻響峰值是不一樣的，通過與實驗對比，在上述阻尼條件下仿真值與實驗值基本一致。從X、Y、Z3個方向?qū)私Y(jié)果看，針對文中電機油泵模型，模態(tài)阻尼系數(shù)設(shè)定為0.04時比較合理。

圖11 實驗數(shù)據(jù)與仿真結(jié)果

方向?qū)嶒灧逯?g實驗頻率/Hz仿真峰值/g仿真頻率/Hz仿真峰值精度/%頻響阻尼X0.73333.330.74333.398.60.04Y2.145002.2550094.80.04Z0.561 2500.581 25096.40.02

3 電機油泵結(jié)構(gòu)優(yōu)化

通過上面模態(tài)計算分析，此電機油泵剛度主要受吊耳以及電機支撐剛度影響，而電機殼內(nèi)是黑匣子件，因而通過吊耳優(yōu)化是主要途徑。油泵結(jié)構(gòu)優(yōu)化主要需要提高吊耳剛度，通過優(yōu)化吊耳結(jié)構(gòu)、增加吊耳數(shù)量、改變吊耳位置來對電機油泵的結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化，如圖12所示為文中研究的3種優(yōu)化方案。

圖12 電機油泵結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案

通過對這4種結(jié)構(gòu)進行模態(tài)計算，依次命名為原始模型、模型1、模型2、模型3，獲得以下結(jié)果，如表6所示。

表6 各結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率值 Hz

從模態(tài)結(jié)果分析可知，在吊耳與外部完全剛性綁定的條件下，加厚吊耳對結(jié)構(gòu)頻率提高幫助最大，這要求吊耳與外部的螺栓連接非常緊密，在吊耳孔與外部螺栓孔尺寸間隙太大、連接不夠結(jié)實的情況下增加吊耳數(shù)量比較合適。從模態(tài)分析結(jié)果看，在電機殼上下方位放置吊耳比較好。接下來將對模型進行頻率響應(yīng)分析，輸入載荷和測量點與上文相同，計算結(jié)果如圖13所示。

由表7可見模型2雖然頻率提高明顯，但由于X向頻率接近支撐部位振動峰值點處頻率500 Hz，反而X向振動峰值最大，達到2.34g，達不到減小振動的目的。由圖中可見在阻尼取通過實驗對標所獲取數(shù)值時，頻率響應(yīng)結(jié)果中模型3振動加速度最小，所以在電機殼上下方位放置吊耳比較好。

圖13 各結(jié)構(gòu)頻率響應(yīng)計算結(jié)果

g

4 結(jié)論

文中對電機油泵進行了模態(tài)和基于模態(tài)的頻率響應(yīng)計算，修改和驗證了有限元模型，提高了有限元模型的精度。經(jīng)過計算得出以下結(jié)果：

(1)通過CAE仿真結(jié)果與實驗結(jié)果對比可知：仿真結(jié)果能夠準確地反映結(jié)構(gòu)振動頻率和幅值。通過頻率響應(yīng)分析結(jié)果與實驗的對標，可以確定頻率響應(yīng)分析阻尼取0.04時比較準確。

(2)通過模態(tài)頻率和基于模態(tài)的頻率響應(yīng)計算，驗證了在電機殼上下方位放置吊耳能夠最優(yōu)地減小振動加速度，X向加速度峰值由0.74g降至0.19g，Y向加速度峰值由2.25g降至0.2g，Z向加速度峰值由0.58g降至0.15g。其X向頻率由330.7 Hz提高至357.4 Hz，Y向頻率由497.2 Hz提高至642.1 Hz，Z向頻率由1 288 Hz提高至1 424 Hz。

(3)加厚吊耳時結(jié)構(gòu)頻率提高最大，但頻率響應(yīng)計算出的振動加速度反而最大，原因在于結(jié)構(gòu)優(yōu)化后的頻率與混合動力箱體傳遞的振動峰值重合，即與混合動力箱體產(chǎn)生共振，因而優(yōu)化結(jié)構(gòu)提高頻率的同時，還需要使結(jié)構(gòu)頻率遠離混合動力合成箱傳遞的振動加速峰值最低頻率500 Hz。

(4)文中分析流程可用于后續(xù)混合動力系統(tǒng)電機油泵結(jié)構(gòu)設(shè)計，能夠避免后續(xù)產(chǎn)生設(shè)計缺陷，提高開發(fā)效率，增加電機油泵結(jié)構(gòu)穩(wěn)定性。