純電動(dòng)乘用車瞬態(tài)沖擊虛擬仿真建模分析方法

【摘要】為在整車產(chǎn)品開(kāi)發(fā)前期對(duì)純電動(dòng)乘用車急踩/急松油門踏板（Tip in/ Tip out）工況下Clunk異響水平進(jìn)行評(píng)估，考慮傳動(dòng)系統(tǒng)中花鍵、軸齒、半軸球籠和軸承的間隙，建立了整車多體動(dòng)力學(xué)模型，利用該模型計(jì)算獲得軸承時(shí)域載荷，結(jié)合有限元分析方法獲得減速器殼體關(guān)鍵點(diǎn)表面振動(dòng)加速度時(shí)域信號(hào)，并與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性，基于此提出傳動(dòng)系統(tǒng)Clunk異響問(wèn)題分析模型的建立和參數(shù)整定方法，從而實(shí)現(xiàn)在前期策劃階段對(duì)純電動(dòng)乘用車Clunk異響水平的評(píng)估。

關(guān)鍵詞：純電動(dòng)乘用車 傳動(dòng)系統(tǒng) 間隙 多體動(dòng)力學(xué) 瞬態(tài)響應(yīng) Clunk異響

中圖分類號(hào)：TP391.9" "文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A" "DOI： 10.20104/j.cnki.1674-6546.20240242

Virtual Simulation amp; Modeling Analysis Method for the Transient Impact of Pure Electric Passenger Vehicle

Wang Mingzheng， Zhao Jian， He Hongyuan， Zhong Chongfa， Yan Dong， Wei Tingxuan

（Global Ramp;D Center， China FAW Corporation Limited， Changchun 130013）

【Abstract】In order to evaluate the Clunk noise level of pure electric passenger vehicle under the condition of sudden pressing/releasing of the accelerator pedal （tip in/tip out） in the early stage of vehicle product development， a multi-body dynamic model of the vehicle is established considering the clearance between the splines， shaft teeth， half shaft ball cage and bearings in the transmission system. The time-domain load of the bearings is calculated using the model， and the time-domain vibration acceleration signal of the key points on the reducer housing is obtained by combining the finite element analysis method. The accuracy of the model is verified by comparing it with the experimental results. An analysis model for Clunk noise in the transmission system and a parameter tuning method are proposed to evaluate the Clunk noise level of pure electric passenger vehicles in the early planning stage.

Key words： Electric passenger vehicle， Transmission system， Clearance， Multi-body dynamic， Transient response， Clunk noise

【引用格式】 王明正， 趙建， 何洪源， 等. 純電動(dòng)乘用車瞬態(tài)沖擊虛擬仿真建模分析方法[J]. 汽車工程師， 2025（1）： 26-31.

WANG M Z， ZHAO J， HE H Y， et al. Virtual Simulation amp; Modeling Analysis Method for the Transient Impact of Pure Electric Passenger Vehicle[J]. Automotive Engineer， 2025（1）： 26-31.

1 前言

對(duì)于純電動(dòng)乘用車，急踩/急松油門踏板（Tip in/ Tip out）工況為其常用工況，該工況下傳動(dòng)系統(tǒng)瞬態(tài)沖擊性能控制和優(yōu)化是汽車行業(yè)的技術(shù)難點(diǎn)。該工況發(fā)生在車輛驅(qū)動(dòng)軸扭矩由正轉(zhuǎn)負(fù)或由負(fù)轉(zhuǎn)正的瞬時(shí)，主觀感受為傳動(dòng)系統(tǒng)的松散性和底板的沖擊振動(dòng)，同時(shí)，傳動(dòng)系統(tǒng)間隙引發(fā)撞擊聲。

國(guó)內(nèi)外專業(yè)技術(shù)人員針對(duì)此類瞬態(tài)性能的分析開(kāi)展了大量研究：張晨[1]對(duì)車輛傳動(dòng)系統(tǒng)瞬態(tài)振動(dòng)特性進(jìn)行了研究；文獻(xiàn)[2]～文獻(xiàn)[4]面向齒輪間隙研究，提出了反向齒隙模型、微分模型和方程模型等；李占江[5]提出了一種考慮間隙的急踩和急松油門踏板工況沖擊抑制控制器；文獻(xiàn)[6]、文獻(xiàn)[7]對(duì)間隙實(shí)時(shí)估計(jì)器和控制器進(jìn)行了研究。此外，文獻(xiàn)[8]～文獻(xiàn)[11]對(duì)帶間隙的傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行了主動(dòng)或被動(dòng)控制研究，文獻(xiàn)[12]對(duì)無(wú)離合器的純電動(dòng)汽車傳動(dòng)系統(tǒng)間隙進(jìn)行了特性分析，文獻(xiàn)[13]、文獻(xiàn)[14]對(duì)驅(qū)動(dòng)半軸球籠萬(wàn)向節(jié)間隙進(jìn)行了研究。針對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)瞬態(tài)沖擊問(wèn)題，主動(dòng)控制方法應(yīng)用越來(lái)越廣泛，文獻(xiàn)[15]通過(guò)反饋力矩控制優(yōu)化了傳動(dòng)系統(tǒng)扭振。

本文采用多體動(dòng)力學(xué)軟件、有限元前后處理軟件與試驗(yàn)相結(jié)合的方法，對(duì)某款純電動(dòng)乘用車傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行多體動(dòng)力學(xué)建模分析，考慮傳動(dòng)系統(tǒng)中存在的間隙，同時(shí)對(duì)各軸承力開(kāi)展仿真分析，并對(duì)減速器殼體總成進(jìn)行有限元建模和瞬態(tài)響應(yīng)分析，考慮動(dòng)力總成懸置剛度并結(jié)合試驗(yàn)數(shù)據(jù)，驗(yàn)證模型的可靠性。最后，提出考慮傳動(dòng)系統(tǒng)間隙的多體動(dòng)力學(xué)模型建立方法，并對(duì)試驗(yàn)結(jié)果和仿真分析結(jié)果進(jìn)行對(duì)比。

2 純電動(dòng)乘用車傳動(dòng)系統(tǒng)多體動(dòng)力學(xué)模型

2.1 傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

本文的研究對(duì)象為某前置前驅(qū)純電動(dòng)乘用車，傳動(dòng)系統(tǒng)總成結(jié)構(gòu)及相應(yīng)間隙如圖1所示：電機(jī)轉(zhuǎn)子通過(guò)花鍵與減速器輸入軸連接，減速器采用兩擋齒輪系統(tǒng)，減速器中的差速器殼體通過(guò)花鍵與左、右半軸連接，半軸通過(guò)花鍵與輪轂軸承連接。

傳動(dòng)系統(tǒng)中的間隙共19處，包括：電機(jī)轉(zhuǎn)子軸外花鍵和減速器輸入軸內(nèi)花鍵的間隙，減速器兩對(duì)齒輪側(cè)隙，減速器輸入軸、中間軸和輸出軸軸承游隙，減速器差速器齒輪間隙，半軸和差速器連接處花鍵間隙，半軸球籠間隙和半軸與輪軸軸承連接處花鍵間隙。

2.2 建模和計(jì)算流程

模型搭建和計(jì)算流程如圖2所示。建模過(guò)程需獲取電機(jī)轉(zhuǎn)子、減速器軸齒、驅(qū)動(dòng)半軸、輪胎的慣量、剛度和阻尼，以及整車等效慣量、整備質(zhì)量等參數(shù)。用模態(tài)法計(jì)算動(dòng)力總成殼體表面瞬態(tài)響應(yīng)，需獲取減速器總成三維裝配模型（包含懸置支架總成）及總成各部件的材料牌號(hào)、材料屬性參數(shù)，含密度、彈性模量、泊松比等。為驗(yàn)證模型，需獲取總成各部件的質(zhì)量和懸置剛度，綜合動(dòng)力學(xué)軸承力計(jì)算結(jié)果和有限元模型，運(yùn)用模態(tài)法進(jìn)行總成瞬態(tài)響應(yīng)仿真分析。

2.3 間隙模型理論

傳動(dòng)系統(tǒng)間隙控制是NVH性能控制中的難點(diǎn)。目前，針對(duì)間隙非線性問(wèn)題，已經(jīng)發(fā)展出多個(gè)間隙數(shù)學(xué)模型，包括死點(diǎn)模型、物理模型、描述方程和遲滯模型。其中，應(yīng)用最廣泛的是間隙死點(diǎn)模型，經(jīng)典的死點(diǎn)模型（即簡(jiǎn)化死點(diǎn)模型）不考慮阻尼，模型公式為：

[Ts=ksθs-α， θsgt;α0，" " " " " " " " "θs=αksθs+α， θslt;α] （1）

式中：Ts為軸的扭矩，ks為軸的剛度，θs為總位移，α為間隙的一半。

在考慮阻尼c的前提下，死點(diǎn)模型調(diào)整為：

[Ts=ksθs-α+cθs， θsgt;α0，" " " " " " " " " " " " " "θs=αksθs+α+cθs， θslt;α] （2）

本文間隙模型采用考慮阻尼的死點(diǎn)模型。

2.4 考慮間隙的多體動(dòng)力學(xué)模型

考慮間隙的純電動(dòng)乘用車傳動(dòng)系統(tǒng)多體動(dòng)力學(xué)模型如圖3所示。模型包含花鍵、軸齒、球籠和軸承等間隙，按照以下原則簡(jiǎn)化：

a. 各部件采用集中慣量模型；

b. 忽略加工制造和裝配誤差，齒輪采用常嚙合剛度，忽略差速器的差速作用；

c. 忽略系統(tǒng)彎曲和拉壓振動(dòng)；

d. 不考慮側(cè)向和轉(zhuǎn)向特性，只考慮縱向特性；

e. 忽略輪胎縱向滑移。

圖3中，J1為電機(jī)轉(zhuǎn)子相對(duì)于質(zhì)心的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，J2為減速器第1對(duì)和第2對(duì)齒輪的等效慣量，J3為差速器慣量，G1、K1、C1分別為電機(jī)和減速器輸入軸花鍵的間隙、剛度、阻尼，G2、K2、C2分別為減速器第1對(duì)齒輪的間隙、剛度、阻尼，G3、K3、C3分別為減速器第2對(duì)齒輪的間隙、剛度、阻尼，G4、G5分別為右側(cè)、左側(cè)差速器間隙的一半，G6、G7分別為右側(cè)、左側(cè)半軸移動(dòng)節(jié)球籠間隙，G8、G9分別為右側(cè)、左側(cè)半軸固定節(jié)球籠間隙，K6、K7分別為右側(cè)、左側(cè)半軸移動(dòng)節(jié)剛度，K8、K9分別為右側(cè)、左側(cè)半軸固定節(jié)剛度，K14、K15分別為右側(cè)、左側(cè)半軸軸管剛度，C6、C7分別為右側(cè)、左側(cè)半軸移動(dòng)節(jié)阻尼，C8、C9分別為右側(cè)、左側(cè)半軸固定節(jié)阻尼，C14、C15分別為右側(cè)、左側(cè)半軸軸管阻尼。此外，為等效整車慣量，還需要輪胎半徑r、慣量、剛度和阻尼參數(shù)，并獲取整車質(zhì)量m。

其中，等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量J2的計(jì)算公式為：

[J2=J1c+Z2Z12?J2c] （3）

式中：J1c、J2c分別為減速器輸入軸、中間軸齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，Z1、Z2分別為第1對(duì)齒輪主動(dòng)端、被動(dòng)端齒數(shù)。

基于上述分析，利用AMESim軟件建立多體動(dòng)力學(xué)模型如圖4所示，模型中的參數(shù)根據(jù)實(shí)際車型提供，對(duì)軸承力進(jìn)行計(jì)算分析并提取，19處間隙設(shè)置采用軟件自帶的間隙模塊，減速器慣量等效到輸入軸位置。鑒于本文開(kāi)展趨勢(shì)性分析，且真實(shí)阻尼難以獲得，模型中的阻尼采用經(jīng)驗(yàn)值。結(jié)構(gòu)采用剛性單元，忽略齒輪之間、軸承之間等位置的摩擦特性。

3 動(dòng)力總成有限元模型

動(dòng)力總成有限元模型包含電機(jī)殼體、減速器殼體和懸置支架，忽略附著在動(dòng)力總成上的線路、管路等。有限元模型采用四面體二階單元建立，單元平均大小推薦為3 mm，生成三維網(wǎng)格前先生成二維網(wǎng)格，二維網(wǎng)格單元的要求為：95%以上的單元長(zhǎng)寬比小于5，95%以上的單元翹曲角小于10°，95%以上的單元歪斜角大于60°，95%以上的單元最小角大于40°，95%以上的單元最大角小于120°。

電機(jī)殼體與減速器殼體之間，減速器前、后殼體之間，減速器、電機(jī)殼體與懸置支架之間采用螺栓連接，接觸面螺栓孔處設(shè)置2.5倍螺栓半徑的圓形區(qū)域，如圖5所示。被連接件處于螺紋孔中螺紋長(zhǎng)度區(qū)域，如圖6所示。建模方式為：

a. 被連接件與螺栓頭部接觸面需劃分兩層單元；

b. 被連接件與連接件在2.5倍螺栓半徑范圍內(nèi)視為接觸面區(qū)域，接觸面內(nèi)至少劃分兩層單元，如實(shí)際接觸面區(qū)域小于2.5倍螺栓半徑，則按實(shí)際接觸面處理；

c. 螺栓與連接件接觸柱面上至少劃分三層單元；

d. 如被連接件為殼單元模型，則接觸面按2.5倍螺栓半徑范圍處理。

對(duì)螺栓連接區(qū)域進(jìn)行簡(jiǎn)化建模，螺栓簡(jiǎn)化模型如圖7所示，裝配模型如圖8所示。連接件與被連接件裝配時(shí)，節(jié)點(diǎn)1與節(jié)點(diǎn)4使用與螺栓相同材料和直徑的梁?jiǎn)卧噙B，節(jié)點(diǎn)2與節(jié)點(diǎn)3共節(jié)點(diǎn)連接。如被連接件為殼單元模型，則節(jié)點(diǎn)1與節(jié)點(diǎn)2重合，節(jié)點(diǎn)2和節(jié)點(diǎn)4使用與螺栓相同材料和直徑的梁?jiǎn)卧噙B，節(jié)點(diǎn)2與節(jié)點(diǎn)3共節(jié)點(diǎn)連接。

懸置剛度由試驗(yàn)測(cè)得。除殼體外，總成內(nèi)部部件等效質(zhì)量、慣量在動(dòng)力總成質(zhì)心位置簡(jiǎn)化。

螺栓連接件如圖9所示，對(duì)于部分特殊情況，處理方式為：

a. 若部件1與部件2連接區(qū)域小于2.5倍螺栓直徑，則按照連接區(qū)域最大原則處理（選擇區(qū)域小的全部接觸區(qū)域）；

b. 若螺栓與部件1之間的連接區(qū)域小于螺帽，按照最小原則處理（選擇螺栓螺帽區(qū)域）。

4 減速器總成瞬態(tài)虛擬仿真分析

利用多體動(dòng)力學(xué)模型計(jì)算獲得軸承處3個(gè)方向的軸承力，并輸入有限元模型，計(jì)算時(shí)長(zhǎng)為6 s，將瞬態(tài)響應(yīng)分析結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比。

試驗(yàn)在平直瀝青路面進(jìn)行，減速器放油塞處粘貼三向加速度傳感器，在車速10 km/h時(shí)快速踩下加速踏板，然后迅速抬起踏板，間隙時(shí)間大于3 s，重復(fù)上述動(dòng)作，記錄電機(jī)扭矩和振動(dòng)信號(hào)。

計(jì)算輸入端使用試驗(yàn)采集的電機(jī)轉(zhuǎn)速信號(hào)，獲取6個(gè)軸承處3個(gè)方向的軸承力，利用Nastran軟件對(duì)動(dòng)力總成殼體進(jìn)行瞬態(tài)仿真分析，仿真與試驗(yàn)結(jié)果如圖10所示。

計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果趨勢(shì)一致，故可以在整車產(chǎn)品開(kāi)發(fā)早期階段對(duì)整車Clunk噪聲問(wèn)題進(jìn)行初步分析優(yōu)化。受模型間隙非線性、摩擦非線性和結(jié)構(gòu)非線性影響，仿真結(jié)果的振動(dòng)加速度幅值存在一定誤差。

5 結(jié)束語(yǔ)

本文對(duì)考慮間隙的純電動(dòng)乘用車傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行了動(dòng)力學(xué)建模，構(gòu)建了花鍵、軸齒、球籠等部件的間隙模型，并用有限元方法建立了總成模型，對(duì)螺栓連接建模方式進(jìn)行了規(guī)定，同時(shí)考慮了懸置剛度。通過(guò)多體動(dòng)力學(xué)分析獲得6個(gè)軸承處3個(gè)方向的力，輸入有限元總成模型中進(jìn)行了瞬態(tài)響應(yīng)分析，分析結(jié)果顯示，試驗(yàn)結(jié)果和計(jì)算結(jié)果趨勢(shì)一致，說(shuō)明了本文建模和分析流程對(duì)間隙設(shè)計(jì)和扭矩控制具有一定的參考意義。

由于系統(tǒng)阻尼、結(jié)構(gòu)、摩擦非線性等對(duì)瞬態(tài)性能的影響較為復(fù)雜，仿真計(jì)算結(jié)果存在一定誤差，后續(xù)需進(jìn)行更精細(xì)的仿真模型調(diào)試和試驗(yàn)驗(yàn)證。

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（責(zé)任編輯 斛 畔）

修改稿收到日期為2024年10月26日。