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集中驅動式電動車動力總成系統(tǒng)振動特性分析

2019-08-11 19:22:04·  來源：EDC電驅未來  
　
對于集中式驅動電動汽車動力總成，將減/差速器和電機分開進行研究并不能很好地貼合整車試驗結果，忽略切向電磁力波也無法全面反映真實的振動噪聲特性。將減/差速
對于集中式驅動電動汽車動力總成，將減/差速器和電機分開進行研究并不能很好地貼合整車試驗結果，忽略切向電磁力波也無法全面反映真實的振動噪聲特性 。 將減/差速器和電機考慮為整體，建立某集中驅動式電動車動力總成系統(tǒng)耦合分析模型，綜合考慮輪齒傳動系統(tǒng)激勵(嚙合時變剛度、齒輪傳遞誤差以及齒輪沖擊)和電機電磁激勵(徑向電磁力波和切向電磁力波)的影響，進行動力總成箱體在多源動態(tài)激勵下的動態(tài)響應仿真和消聲室整車試驗，進一步揭示動力總成系統(tǒng)振動特性，為后續(xù)電機動力總成振動噪聲性能優(yōu)化奠定基礎。

1　電機動力總成系統(tǒng)

利用 Catia軟件建立動力總成各零部件三維實體模型，并按照實際裝配關系進行裝配，得到如圖1所示動力總成實體幾何模型 。

圖1　動力總成三維實體模型 
Fig.1 3D solid model of powertrain

2　齒輪傳動系內部激勵計算

2.1　齒輪嚙合動力學方程

齒輪傳動系統(tǒng)通?？珊喕癁閳D2所示的振動系統(tǒng) ，其非線性動力學方程可表示為。

圖2　齒輪系統(tǒng)振動模型 
Fig.2 Gear system vibration model


(1)

式中:m為齒輪副等效質量；c為系統(tǒng)阻尼系數(shù)；k(t)為齒輪嚙合剛度；x 0為嚙合齒輪靜態(tài)相對位移； 分別為振動位移、速度和加速度；e(t)為齒輪綜合誤差，包括齒形誤差和基節(jié)誤差；F為外部載荷。

令k(t)=k 0+ k A( t)

式中：k 0為齒輪嚙合剛度常值； k A( t)為時變剛度部分。

上式可化為：

(2)

式(2)右端激勵可看作齒輪嚙合剛度變化部分與齒輪綜合誤差的乘積，則齒輪嚙合激勵可表示為：

F(t)=k A( t) e( t)
(3)

2.2　齒輪嚙合時變剛度

齒輪嚙合過程中，參與嚙合的輪齒對數(shù)會做周期性變化，同時輪齒在從齒頂?shù)烬X根的嚙合過程中，彈性變形也不斷變化，這些因素導致齒輪嚙合剛度變化。所研究齒輪傳動系的參數(shù)如表1所示。

表1　齒輪傳動系參數(shù)
Tab.1 Parameters of gear transmission system

對于寬齒斜齒輪副，當單位接觸線長度的嚙合剛度為常數(shù)k 0時，其時變嚙合剛度可以用時變齒輪副接觸長度 L( τ) 來表示

k(t)=k 0· L( τ)
(4)

編程得到輸入級、輸出級齒輪的考慮時變嚙合剛度的綜合嚙合剛度曲線，如圖3所示。
圖3　綜合嚙合剛度曲線 
Fig.3 Integrated mesh stiffness curve

2.3　齒輪誤差激勵

由于齒輪加工誤差和安裝誤差使得齒輪嚙合齒廓偏離理論的理想位置而引起齒輪瞬時傳動比發(fā)生變化，使齒輪嚙合時發(fā)生碰撞與沖擊，從而產生齒輪嚙合誤差激勵。根據齒輪設計的精度等級確定齒輪的偏差,采用簡諧函數(shù)模擬這種誤差，則輪齒誤差可用正弦函數(shù)表示為:

e( t)= e 0+e r sin(ωt/T+φ)
(5)

式中：e 0、e r分別為輪齒誤差常值和幅值，通常取e 0=0，T為齒輪嚙合周期，ω為主動齒輪轉速，φ為相位角，e r由齒輪的精度等級而定。編程可得到該誤差激勵，為具有一定幅值和相位的正弦波。

2.4　齒輪沖擊激勵

輪齒在進入嚙合時，由于齒輪誤差和受載彈性變形，其嚙入點偏離嚙合線上的理論嚙入點，將引起嚙入沖擊；在輪齒退出嚙合時，同樣會產生嚙出沖擊；這兩種沖擊激勵統(tǒng)稱為嚙合沖擊激勵?？紤]到嚙入沖擊的影響比嚙出沖擊大，仿真中只計入嚙入沖擊的影響?？蓞⒖嘉墨I [15 ]編程計算齒輪傳動系輸入、輸出級嚙合沖擊力，某級沖擊激勵曲線如圖4所示。

圖4　齒輪嚙合沖擊 
Fig.4 Gear mesh shock

3　電機電磁激勵計算

所研究電動車的驅動電機是45 kw永磁同步電機。使用有限元軟件 Ansoft/ Maxwell，搭建二維有限元電磁分析模型，如圖5所示。基于 Maxwell電磁理論可計算轉子在任意轉速下的徑向電磁力波和切向電磁力波，電磁力波的理論計算及仿真結果可參見文獻 [12 ]，僅以電機轉子3 000 r/ min為例，給出電磁力波仿真結果如圖6、圖7所示。
圖5　電機有限元電磁仿真模型 
Fig.5 Finite element electromagnetic 
simulation model of the motor

圖6　定子齒槽某點徑向電磁力波 
Fig.6 Stator alveolar radial electromagnetic force at one point

圖7　定子齒槽某點切向電磁力波 
Fig.7 Stator alveolar tangential electromagnetic force at one point

4　動力總成振動特性仿真

4.1　動力總成有限元模型

根據模型的幾何特征、分析類型和精度要求,對體部分采用四面體和六面體單元, 薄殼部分采用殼單元, 體單元與殼單元通過共節(jié)點連接。考慮動力總成內部齒輪傳動系統(tǒng)的影響，通過 Rigids單元與殼體相連接來模擬軸與軸承的接觸, 最后得到的動力總成有限元模型外觀如圖8所示。為驗證該動力總成模型的正確性，分別進行了減/差速器部件、電機部件、動力總成組件的模態(tài)仿真分析和模態(tài)試驗驗證，具體可參見文獻 [11，14 ]。

圖8　動力總成有限元模型 
Fig.8 Finite element model of the powertrain

4.2　動力總成系統(tǒng)動態(tài)響應分析

在整車狀態(tài)下，動力總成通過懸置系統(tǒng)連接在副車架上，但是懸置系統(tǒng)的模態(tài)頻率域較低(為30 Hz~90 Hz，表2所示為動力總成懸置系統(tǒng)模態(tài)試驗結果)，不影響高頻振動及噪聲的測量結果，因此在進行動態(tài)分析時，約束懸置安裝處的各向自由度；添加激勵時，將前面計算得到的齒輪嚙合動載荷和電磁力作為綜合激勵，分別施加于動力總成軸承處和電機定子齒處，進行動力總成在綜合激勵下的動態(tài)響應分析。在后處理模塊中可提取減速器和電機表面振動加速度結果，為便于分析，將振動加速度時域結果進行快速傅里葉變換，得到頻域結果如圖9、圖10所示。

從圖9看出，減速器 X向加速度在1 250 Hz、2 526 Hz、3 333 Hz、3 815 Hz出現(xiàn)峰值，而1 250 Hz、2 526 Hz和3 815 Hz分別是齒輪嚙合頻率的一倍頻、二倍頻和三倍頻，說明這三處峰值是由齒輪嚙合激勵引起，而3 333 Hz則可能是由電機的電磁力波激勵引起，若不考慮電磁力波激勵并且不使用動力總成整體模型進行仿真則無法獲得該頻率。

表2　整車狀態(tài)下動力總成懸置系統(tǒng)模態(tài)試驗結果
Tab.2 modal test result of powertrain mounting
system under whole vehicle situation

圖9　減速器表面某點X向加速度頻域曲線 
Fig.9 X-direction acceleration on 
Reducer surface under frequency domain

圖10　電機表面某點X向加速度頻域曲線 
Fig.10 X-direction acceleration 
on motor surface under frequency domain

圖11　動力總成表面速度分布 
Fig.11 Velocity distribution of Powertrain surface

從圖10 可看出，在電機外側X向加速度峰值頻率中，417 Hz、768 Hz、1 315 Hz、4 167 Hz、4 580 Hz是由電機徑向電磁力波引起，對應的電磁力波激勵頻率為400 Hz、800 Hz、1 200 Hz、4 000 Hz、4 580 Hz，這些激勵頻率引發(fā)了總成殼體與其相近頻率點的模態(tài)共振 。而938 Hz、1 055 Hz則可能是由于切向電磁力波激勵和齒輪激勵綜合作用的結果，若不考慮切向電磁力波激勵和齒輪激勵，并且不使用動力總成整體模型進行仿真也無法獲得此二頻率。

為整體把握動力總成的振動情況，奠定后續(xù)基于動響應進行箱體優(yōu)化的基礎，可以查看任意時刻動力總成表面加速度和速度的分布情況，如圖11所示為動力總成表面速度分布情況。由圖可知差速器部分軸承座附近殼體的加速度值和速度均較大，是后續(xù)優(yōu)化的重點，暫不涉及動力學優(yōu)化的內容。

5　整車振動試驗

為驗證仿真結果的正確性，在半消聲室內，轉鼓試驗臺上進行整車狀態(tài)下的振動噪聲試驗。圖12所示為試驗現(xiàn)場圖，其中車輛即為所研究的集中式驅動純電動車，在舉升機上貼好加速度傳感器，將車輛固定在轉鼓試驗臺上，然后對應傳感器位置布置麥克風。由駕駛員操作車輛，使用 LMS數(shù)采系統(tǒng)記錄不同工況下的振動噪聲數(shù)據，用于后續(xù)處理分析。試驗主要測量動力總成箱體表面的振動加速度、噪聲信號、電機轉速以及轉矩信號。圖13所示為某一加速度傳感器及對應位置的麥克風布置圖。

圖12　消聲室振動試驗 
Fig.12 Vibration test in Anechoic chamber

圖13　傳感器和麥克風布置圖 
Fig.13 Layout of sensor and microphone

將圖14的試驗結果與圖9的仿真結果對比可知，除仿真中1250 Hz的頻率峰值未在試驗中測得外，其余的三個峰值頻率2 526 Hz、3 333 Hz、3 815 Hz均在試驗中被反映了出來。同時從試驗結果可知，在3 000 Hz到4 500 Hz的頻域內，減速器表面具有較密集的峰值，這與動力總成第七階次到第十階次的固有模態(tài)頻率均分布在此頻率范圍內相一致。

圖14　減速器表面X向加速度頻譜曲線 
Fig.14 X-direction acceleration on 
Reducer surface under frequency domain

將圖15的試驗結果與圖10的仿真結果對比可知，除試驗中2 679.32 Hz對應的峰值外，仿真結果基本反映了試驗中較為顯著的峰值，而且頻率值對應的也較好，證明仿真結果的正確性。對于減速器表面和電機表面均測得的2 650 Hz附近的峰值，原因是齒輪綜合激勵引發(fā)了總成第六階模態(tài)(第六階固有頻率值為2 655 Hz)共振。在電機表面振動仿真結果中未獲得該頻率，說明仿真模型和激勵的添加仍有改進空間。但是，總體來看試驗結果和仿真結果中各個測點加速度的主要頻率及其幅值均具有較強的一致性，說明考慮綜合激勵、建立總成整體模型這一仿真方法可以較好的預測主要激勵源對動力總成振動特性的影響。

圖15　電機表面X向加速度頻譜曲線 
Fig.15 X-direction acceleration on 
motor surface under frequency domain

6　結　論

(1)將電機和減速器視為整體，建立動力總成整體模型，從而進行的仿真研究與單純對電機殼體或者減速器箱體進行仿真研究相比，更能反映動力總成的振動噪聲特性。

(2)綜合考慮機械傳動部件的激勵和各向電磁激勵，與單純考慮徑向電磁力波相比，能得到更好的仿真結果，與試驗結果吻合的較好。

(3)將動力總成視為整體、綜合考慮機械激勵和電磁激勵的仿真方法雖取得了較好的效果，但是仍有個別頻率的峰值未給予很好解釋，應該繼續(xù)進行總成模型的細化、激勵的更準確模擬和添加、軸系柔性及支撐柔性的考慮等工作，以使該仿真方法能更好的預測電動車動力總成的振動及噪聲特性。
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