某純電動車懸置系統(tǒng)振動噪聲設計研究+辛雨

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某純電動車懸置系統(tǒng)振動噪聲設計研究辛雨 李玉軍 北京新能源汽車股份有限公司摘要：純電動汽車動力總成組成及特點與傳統(tǒng)燃油車輛存在區(qū)別，這對懸置系統(tǒng)設計提出不同需求?；贏dams軟件，某純電動汽車懸置設計過程中，通過合成九種不同供應商供貨零部件獲得動力總成整體轉動慣量參數；采用扭矩軸理論計算該動力總成扭矩軸位置，為懸置設計提供參考；使用解耦驗證及優(yōu)化方法，確定懸置剛度,并降低泵類等純電動汽車振動噪聲風險源凸顯現象；通過位移量計算及載荷計算，確認了懸置剛度曲線，并防止動力總成位移過大造成干涉異響；通過瞬態(tài)響應計算，對換擋等工況的電機扭矩控制策略提出了策略設計要求和參考，防止該工況動力總成發(fā)生抖動顫振現象。關鍵詞：電動汽車，懸置，轉動慣量，扭矩軸，解耦，瞬態(tài)響應。中圖分類號：U469.72+2,U467.4+92,U461.4Mounting System Design & Optimization Research for a Purely Electric Vehicle ProjectXinYu Li Yujun BeiJing Electric Vehicle CO.,LTDAbstract: The powertrain of Electric vehicle isdifferent from traditional fuel vehicles, so mounting system design & optimization is different. Using Adams software, in a purely electric vehicle project we compose nine parts to powertrain inertia. Then we use the powertrain inertia to calculate the torque axis by torque axis computation theory, and it is a important support to mounting system position selection. We use decoupling theory to confirm mount stiffness, and confirm stiffness curve by displacement calculation & load calculation. By transient response calculation, we give the motor torque control design engineer some beneficial suggestion.Keys: electric vehicle, mounting system, powertrain inertia, torque axis, decoupling optimization, transient response. 0 引言隨著越來越嚴重的能源消耗，環(huán)境污染等一系列問題，純電動汽車的推廣力度在我國越來越大。中國汽車工業(yè)協(xié)會發(fā)布的數據顯示，2014年新能源汽車生產78499輛，銷售74763輛，比2013年分別增長3.5倍和3.2倍。電動汽車的銷量猛增，同時各大汽車廠商對其各部件的性能設計都提出了更高的要求。對電動汽車而言，首要研究的是其電機、電池及電控的三電系統(tǒng)；而懸置系統(tǒng)作為支撐電機系統(tǒng)的關鍵重要部件，不但影響了動力系統(tǒng)的整體匹配運轉，還影響了整車的振動噪聲性能，因此需要對電動汽車的懸置系統(tǒng)振動噪聲設計需要進行深入研究【1-3】。同時，由于發(fā)動機與電機在振動噪聲、扭矩特性上存在較大區(qū)別，這對懸置系統(tǒng)的設計優(yōu)化匹配帶來影響。在某純電動汽車設計過程中，基于Adams軟件并遵循懸置系統(tǒng)設計流程進行選型，并根據純電動汽車特點進行調整。首先，純電動汽車由于功率及轉速要求，電機結構往往在設計中期定型；因此懸置設計前期，只能使用電機、減速器數模計算轉動慣量參數合成了動力總成整體慣量參數，并考慮懸置布置等問題。其次，純電動汽車動力總成可能涵蓋電機、減速器、空調壓縮機及其它振動噪聲激勵源，懸置系統(tǒng)解耦優(yōu)化可大大降低各種激勵源引起整車振動噪聲的風險；同時懸置解耦計算可用于確認懸置剛度；再次，純電動汽車電機扭矩變化特點與發(fā)動機不同，對動力總成位移量及載荷進行計算不僅僅為確定懸置剛度曲線提供設計方法，為懸置支架強度及疲勞分析提供參考，同時也為動力總成位移量本身控制提供了參考，包括瞬態(tài)工況下的位移量控制。1 轉動慣量合成純電動汽車電機與減速器總成重量及體積等方面遠小于傳統(tǒng)燃油車輛，從而在機艙位置為在動力總成上布置其他振動噪聲源留出了布置空間。例如空調壓縮機、真空泵、水泵等振動噪聲源在純電動汽車中凸顯，將該類振動噪聲源布置于動力總成上可使用懸置系統(tǒng)進行有效振動噪聲隔離。泵類振動源布置于動力總成在獲得良好隔振效果同時，在另一方面對懸置振動噪聲設計及前期動力總成慣量參數獲得提出更高要求。某項目純電動汽車動力總成整體由電機、減速器、空調壓縮機、空調壓縮機支架、真空泵、真空罐、真空泵支架、動力總成連接架、動力總成控制器等9種不同供應商供貨的零部件組成。而懸置設計前期，動力總成整體處于設計階段，無法獲得實物用于測試。在此基礎上，基于Adams軟件，通過在軟件中建立各零部件的多體動力學模型，使用Aggregate Mass命令，可將各零部件轉動慣量合成為動力總成整體轉動慣量，用于懸置布置及解耦計算等。圖 1 基于Adams轉動慣量合成計算模型表1 動力總成轉動慣量合成結果序號零部件名稱質心坐標（mm）重量（kg）轉動慣量(kg.mm2)備注1動力總成1522.2, -21.5, 418.1145.771IXX=7.48E+006 IYY= 4.76E+006IZZ=5.41E+006IXY=-1.74E+005IZX=-5.86E+005IYZ=2.77E+0052 扭矩軸計算由于純電動汽車電機系統(tǒng)輸出扭矩，該扭矩輸出軸與動力總成整體慣性軸存在一定角度，故采用扭矩軸理論對動力總成懸置進行布置【4】。使用轉動慣量合成得到的動力總成參數，構成慣性矩二階張量矩陣ST。求解該二階張量ST，可得到主慣性矩及主慣性軸在動力總成坐標中的位置；對該二階張量ST取逆，并進一步處理可得到動力總成的扭矩軸位置。由于本項目動力總成為橫置布置，采用均方根法對其二階張量ST的逆陣第二列進行歸一化處理。扭矩軸與動力總成坐標系下x，y，z軸夾角的方向余弦為：根據質心在整車坐標系下的坐標，經過計算可得到扭矩軸經過以質心為中心的左右兩點連線。在此扭矩軸上布置或平行該扭矩軸布置動力總成懸置，將使動力總成獲得更好的振動噪聲性能。表2 扭矩軸計算結果方向左側點質心右側點X1502.8111522.21541.589Y-1020.11-21.5977.1091Z467.1301418.1369.06993 懸置解耦設計與優(yōu)化根據扭矩軸計算結果、動力艙布置情況及原型車懸置位置，考慮到電動車特點及限制扭矩變化及位移量的影響，采用前后左右四個懸置布置位置及初步懸置剛度如表3所示。 表3 懸置系統(tǒng)參數表序號名稱彈性中心位置懸置動剛度備注1左懸置1622, -395, 559119,150,2032右懸置1497, 486, 636240,240,2643前懸置1248, -89, 25398,49,92旋轉15度4后懸置1909, 53, 402599,136,190在Adams軟件中建立對地懸置解耦多體動力學模型，輸入動力總成質心、重量、轉動慣量參數，以及懸置彈性中心位置及懸置動剛度，得到目前設計狀態(tài)解耦結果如表4所示。圖 2 基于Adams懸置解耦模型表4 懸置系統(tǒng)解耦驗證結果序號f(Hz)XYZRxxRyyRzzRxyRxzRyz18.970.370.0420.484.453.941.88-0.24-0.54-0.3210.184.4423.9562.530.558.310.17-0.120.060.13312.4287.2633.260.060.225.97-0.010.110.13416.5400.128.63.7575.8612.820.971.29-3.41519.901.391.655.1382.565.712.03-1.252.410.37624.136.621.2309.646.3878.350.45-5.122.45由于動力總成存在電機、減速器、空調壓縮機、真空泵等多個振動激勵源，以上解耦驗證結果不能滿足純電動車懸置振動噪聲設計要求（所有頻率解耦在75%以上，Ryy及X/Y/Z在85%以上）?？紤]到以上解耦結果距離設計要求相差不大，可在此基礎上進行懸置解耦優(yōu)化。使用Adams軟件Vibration模塊中解耦優(yōu)化功能，經分析前后懸置為目前部分頻率解耦度較低的原因，將前懸置剛度調整為（203,42,162），后懸置剛度調整為（448，105，143）后，懸置解耦及頻率分析基本滿足要求，如表5所示。表5 懸置系統(tǒng)解耦優(yōu)化結果序號f(Hz)XYZRxxRyyRzzRxyRxzRyz18.930.7791.433.223.250.561.32-0.08-0.38-0.09211.123.063.7288.611.782.80.05-0.130.060.04312.0389.61.832.850.040.155.3500.080.1415.910.090.272.140.9284.8514.370.510.67-3.82519.731.241.713.1483.284.033.89-1.063.330.43623.545.231.040.0411.718.0276.210.56-5.532.714 懸置位移量及載荷計算純電動汽車電機扭矩變化與傳統(tǒng)燃油車輛發(fā)動機扭矩變化存在較大差別，存在電機扭矩變化快、電機轉速及整車車速升速快等特點。動力總成位移量計算對控制動力總成位移量、降低異響發(fā)生概率尤為重要。且對于純電動汽車，懸置剛度曲線在設計應考慮動力總成位移量的影響，使剛度曲線隨載荷的變化平穩(wěn)增加，不易出現較大拐點。本項目懸置剛度曲線設計完成后，基于Adams建立位移量及載荷計算多體動力學模型，根據GM28工況對位移量及載荷進行計算，其中載荷計算結果用于懸置支架振動噪聲、強度及可靠性設計，而動力總成位移量計算結果列入懸置剛度曲線設計參考【5】。其中位移量計算結果如表6所示，符合電動汽車懸置設計動力總成位移量控制要求。圖 3 基于Adams位移量及載荷計算模型表6 動力總成位移量計算結果GM28 工 況質心位移量(mm)質心旋轉角度(Deg)MXYZRMRxxRyyRzz1: static design position2.29-0.01-0.022.290.02-0.01-0.02-0.012: max forward eng trq 0.630.230.02-0.592.880.052.850.403: max reverse eng trq0.69-0.38-0.010.572.67-0.04-2.64-0.354: max fwd eng trq & 0.5g fwd accl.0.720.410.02-0.592.870.052.840.415: max fwd eng trq & 1g left corn.4.780.234.74-0.612.880.172.850.406: max fwd eng trq & 1g right corn.4.750.24-4.71-0.572.88-0.082.850.397: max fwd eng trq & 2g bump4.430.24-0.21-4.422.87-0.092.840.398: max fwd eng trq & 2g rebound4.000.24-0.023.992.860.022.840.399: max rwd eng trq & 0.6g rwd accl.0.82-0.59-0.010.572.66-0.04-2.64-0.3710: 11g frt bumper8.69-8.690.010.020.19-0.01-0.07-0.1711: 11g rear bumper8.778.77-0.01-0.040.260.010.180.1912: 5g up loading9.69-0.01-0.129.690.08-0.07-0.03-0.0113: 5g down loading9.680.01-0.02-9.680.02-0.010.010.0014: 3g left loading7.940.14-7.940.070.51-0.460.050.2215: 3g right loading7.90-0.137.90-0.060.500.45-0.05-0.2216: 5g up & 3g left loading12.150.17-7.379.660.33-0.200.090.2517: 5g up & 3g right loading11.82-0.197.019.510.310.04-0.14-0.2718: 5g down & 3g left loading11.950.19-7.21-9.520.32-0.130.130.2719: 5g down & 3g right loading12.00-0.177.17-9.630.300.12-0.10-0.2520: 3.5g up rough road8.00-0.03-0.088.000.09-0.05-0.07-0.0221: 3.5g down rough road7.920.030.04-7.920.070.020.060.0222: 3g forward loading5.82-5.820.000.010.070.00-0.07-0.0323: 3g rearward loading5.825.820.00-0.030.140.000.120.0724: Fwd rockcycle trq0.78-0.290.00-0.723.630.063.580.6325: Rev rockcycle trq0.70-0.03-0.010.703.28-0.06-3.24-0.5426: 1g static equil0.000.000.000.000.000.000.000.0027: 5/8 max fwd trq for lab testing0.490.210.01-0.452.180.032.160.2928: 5/8 max rwd trq for lab testing0.54-0.30-0.010.442.08-0.03-2.07-0.235 懸置瞬態(tài)響應計算考慮到純電動汽車電機扭矩變化特點，僅僅進行GM28工況計算動力總成位移量不足以分析電機扭矩瞬態(tài)變化時，動力總成位移量的瞬態(tài)響應。由于電機扭矩輸出迅速，假如懸置剛度曲線設計不滿足要求，或電機扭矩控制策略不適應懸置系統(tǒng)設計要求，扭矩施加過程中動力總成將出現抖動、顫振等現象，影響整車的振動噪聲及舒適性?；贏dams軟件，使用位移量計算模型，通過輸入動力總成控制策略中電機的實際扭矩變化曲線，可計算得到動力總成位移量的瞬態(tài)響應計算結果。如圖4所示為純電動汽車靜置時，前進檔及后退檔切換過程中扭矩控制策略曲線，及根據該扭矩控制策略計算得到的動力總成瞬態(tài)旋轉角度結果曲線圖。由圖可知，現有動力總成扭矩施加策略將使換擋過程中，動力總成旋轉方向Ryy方向存在抖動現象。該現象與換擋指令幾乎同步，并伴隨換擋過程產生，與實際樣車換擋過程感受相符合。圖 4 靜置前進-后退檔位切換動力總成Ryy旋轉角度驗證結果基于懸置位移量變化特點，對動力總成位移量變化曲線進行調整，理想狀態(tài)如圖5所示。經過優(yōu)化的扭矩施加策略，將降低直至消除換擋過程中動力總成位移量的瞬態(tài)抖動響應，使動力總成在電機扭矩發(fā)生變化過程中位移量平穩(wěn)變化，從而獲得較好的整車乘坐感覺及舒適性。圖 5 靜置前進-后退檔位切換動力總成Ryy旋轉角度優(yōu)化結果6 結論某純電動汽車懸置系統(tǒng)設計中，充分考慮傳統(tǒng)燃油車輛與純電動汽車動力總成振動噪聲特性區(qū)別，對懸置系統(tǒng)進行了較充分的振動噪聲設計。通過轉動慣量合成及扭矩軸計算，對懸置系統(tǒng)振動噪聲相關布置提供參考與支持；通過懸置解耦及優(yōu)化，有效隔離動力總成多激勵源（電機、減速器、空調壓縮機、真空泵等）振動噪聲；通過位移量計算及控制，對動力總成懸置剛度曲線確認的同時，對動力總成位移量相關異響進行控制；通過瞬態(tài)激勵響應計算，對電機扭矩控制策略制定提供參考，并解決電機扭矩輸出過程中動力總成抖動現象。參考文獻：1 辛雨 趙春艷 李玉軍 某純電動汽車懸置減振性能優(yōu)化研究J 道路交通與安全 2015年01期2 趙塹 純電動汽車動力懸置系統(tǒng)仿真及優(yōu)化設計D 武漢理工大學 2012.53 徐中明，李曉等 純電動汽車動力總成懸置系統(tǒng)的優(yōu)化J 汽車工程 2012(vol.34)No.9 806-8154 郭榮，章桐 汽車動力總成懸置系統(tǒng)M 同濟大學出版社 2013年8月5 辛雨，火進，梁耕龍 動力總成懸置支架振動噪聲設計A Altair2013技術大會論文集 2013年9月