摘 要

電動(dòng)汽車大扭矩加速時(shí)普遍存在因半軸軸向派生力引起的整車橫向抖動(dòng)問(wèn)題。以某電動(dòng)車型前驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)引起的整車橫向抖動(dòng)問(wèn)題為背景，通過(guò)主觀評(píng)價(jià)和客觀測(cè)試識(shí)別抖動(dòng)頻率特征和主要傳遞路徑，從懸置剛度、半軸派生力、半軸角度、車身前端模態(tài)等方面提出系統(tǒng)的解決方案，將座椅導(dǎo)軌抖動(dòng)幅值從0.45 m/s2降低到0.1 m/s2。提出整車橫向抖動(dòng)傳遞函數(shù)概念，將整車級(jí)抖動(dòng)目標(biāo)分解為半軸派生力目標(biāo)和整車傳遞函數(shù)目標(biāo)，并通過(guò)優(yōu)化懸置布置和模態(tài)分布以降低傳遞函數(shù)。抖動(dòng)解決方案和目標(biāo)分解方法對(duì)電動(dòng)汽車驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)NVH開(kāi)發(fā)具有參考意義。

關(guān)鍵詞：振動(dòng)與波；電動(dòng)汽車；驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)；橫向抖動(dòng)；傳遞函數(shù)；懸置系統(tǒng)

中圖分類號(hào)：TB535 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A DOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1355.2023.04.030

作者：黃應(yīng)來(lái)1，張 軍1，沈 龍

（1. 吉利汽車研究院(寧波)有限公司，浙江 寧波 315336；

2. 浙江智馬達(dá)智能科技有限公司，浙江 寧波 315336 ）

引 言

電動(dòng)汽車的加速性能要求高，加速扭矩大，在大扭矩下半軸將產(chǎn)生軸向派生力，引起整車橫向抖動(dòng)。經(jīng)調(diào)研發(fā)現(xiàn)，市場(chǎng)上幾乎所有配置大扭矩前驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的電動(dòng)車都存在該現(xiàn)象，這是電動(dòng)汽車驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)的難題。

引起整車座椅和方向盤抖動(dòng)的激勵(lì)源是半軸軸向派生力。其傳遞路徑有二：一是經(jīng)動(dòng)力總成傳遞至車身，二是經(jīng)懸架系統(tǒng)傳遞至車身。影響半軸軸向派生力大小的因素有扭矩、動(dòng)態(tài)角度、節(jié)的摩擦系數(shù)等。影響振動(dòng)傳遞路徑的因素有懸置隔振和車身傳遞函數(shù)。

行業(yè)內(nèi)常見(jiàn)的控制措施有選用軸向派生力較低的節(jié)型，如用角接觸式萬(wàn)向節(jié)(Angular Adjusted Roller，AAR) 等其他節(jié)型代替三球銷式萬(wàn)向節(jié)(Tripod Joint，TJ)、使用摩擦系數(shù)較低的油脂、減小半軸靜態(tài)角度、提高懸架剛度和限位以減小半軸動(dòng)態(tài)角度、優(yōu)化動(dòng)力總成懸置剛度等。趙建等[1]提出用雙重偏置萬(wàn)向節(jié)(Double Offset，DO)替代TJ 節(jié)解決加速橫向抖動(dòng)。HAZRA等[2]提出用AAR節(jié)替代TJ 節(jié)解決加速橫向抖動(dòng)。林勝等[3]采用高潤(rùn)滑系數(shù)的油脂解決加速橫向抖動(dòng)問(wèn)題。AGARWAL等[4]通過(guò)減小懸置側(cè)向撞塊間隙改善加速橫向抖動(dòng)。WANG等[5]通過(guò)優(yōu)化懸置剛度解決加速橫向抖動(dòng)。

對(duì)某電動(dòng)車型前驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)引起的整車橫向抖動(dòng)問(wèn)題進(jìn)行源和路徑分析，從半軸派生力、半軸角度、懸置匹配、車身前端模態(tài)等方面提出措施，并建立座椅抖動(dòng)與半軸派生力和整車傳遞函數(shù)的關(guān)系模型，對(duì)派生力和傳遞函數(shù)提出目標(biāo)建議。

1 問(wèn)題描述

某電動(dòng)車型的前驅(qū)動(dòng)橋結(jié)構(gòu)如圖1 所示，電驅(qū)動(dòng)力總成由三個(gè)懸置安裝在副車架上。

圖1 電驅(qū)動(dòng)前橋結(jié)構(gòu)

該車型急加速車速40 km/h和85 km/h時(shí)座椅和方向盤有較明顯的橫向抖動(dòng)。在平直路面上，選擇車輛扭矩最大模式，穩(wěn)定加速踏板在最大開(kāi)度位置進(jìn)行加速。采集座椅導(dǎo)軌處的加速度信號(hào)，考慮到左右半軸軸向派生力相位差變化對(duì)抖動(dòng)有影響，多次采集后取抖動(dòng)最大工況的數(shù)據(jù)進(jìn)行分析。座椅導(dǎo)軌Y向加速度隨電機(jī)轉(zhuǎn)速和頻率變化如圖2所示。

圖2 加速工況座椅加速度頻譜

階次為電機(jī)轉(zhuǎn)速的0.27 階，因減速器速比為11.2，所以相對(duì)半軸轉(zhuǎn)速為3階。加速度存在兩個(gè)峰值：第一個(gè)峰值出現(xiàn)在40 km/h車速，電機(jī)轉(zhuǎn)速3 300 r/min，頻率15 Hz；第二個(gè)峰值出現(xiàn)在85 km/h車速，電機(jī)轉(zhuǎn)速7 000 r/min，頻率32 Hz。初步判斷抖動(dòng)頻率與動(dòng)力總成兩個(gè)剛體模態(tài)頻率對(duì)應(yīng)。

2 機(jī)理及解決方案

2.1 派生力特性

三球銷式萬(wàn)向節(jié)是由三柱槽殼、三銷架、球環(huán)、滾針、驅(qū)動(dòng)軸等結(jié)構(gòu)組成，如圖3 所示，三柱槽殼上的扭矩通過(guò)球環(huán)傳遞給三銷架及半軸。

圖3 三球銷式萬(wàn)向節(jié)結(jié)構(gòu)

鄭嬌嬌[6]對(duì)三球銷萬(wàn)向節(jié)進(jìn)行了受力分析。萬(wàn)向節(jié)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，球環(huán)在滑槽中產(chǎn)生沿銷軸軸線方向的滑動(dòng)摩擦力和繞銷軸軸線方向的滾動(dòng)摩擦力。球環(huán)所受摩擦力是三球銷式萬(wàn)向節(jié)產(chǎn)生軸向派生力的直接原因，球環(huán)1 在滑槽上的軸向力F1 如公式（1）所示。

其中：

μg為滑動(dòng)摩擦系數(shù)；

μr為滾動(dòng)摩擦系數(shù)；

Q1為球環(huán)1在滑槽上所受的法向力；

?y 為y2與z1的夾角；

αx為x2與x1的夾角；

Ψ為節(jié)的轉(zhuǎn)角；

sign為符號(hào)函數(shù)。

由于三個(gè)球環(huán)沿著三銷架呈120°均勻分布，因此球環(huán)2和球環(huán)3在滑槽上產(chǎn)生的軸向力F2和F3分別如公式（2）和公式（3）所示。

總的軸向力F 是三個(gè)球環(huán)軸向力之和，如公式（4）所示，其隨轉(zhuǎn)角變化如圖4 所示，可以看出軸向力與轉(zhuǎn)速呈3階特性。

整車所受橫向力是左右半軸派生力的合力，為分析其隨時(shí)間的變化規(guī)律，設(shè)計(jì)整車轉(zhuǎn)鼓試驗(yàn)。某車型在起步加速20 km/h時(shí)存在橫向抖動(dòng)，設(shè)定轉(zhuǎn)鼓工作在恒定車速自適應(yīng)加載模式，設(shè)定車速為20 km/h，控制加速踏板穩(wěn)定在抖動(dòng)最明顯的位置，采集座椅導(dǎo)軌加速度、半軸變速箱側(cè)加速度、左右車輪轉(zhuǎn)速脈沖信號(hào)（每轉(zhuǎn)一個(gè)脈沖）3分鐘以上。提取加速度相對(duì)車輪轉(zhuǎn)速的3階成分，如圖5所示。

圖4 三球銷式萬(wàn)向節(jié)軸向力隨轉(zhuǎn)角變化

變速箱側(cè)加速度呈簡(jiǎn)諧變化規(guī)律，說(shuō)明整車軸向派生力隨時(shí)間周期性變化，原因是左右車輪相位差周期變化導(dǎo)致左右半軸合力呈周期變化。同相位時(shí)，左右軸派生力抵消，合力為零。相位差60°時(shí)，左右軸派生力疊加，合力最大。這就解釋了為什么路試評(píng)價(jià)時(shí)整車加速橫向抖動(dòng)有時(shí)嚴(yán)重，而有時(shí)輕微。路試測(cè)試應(yīng)多次轉(zhuǎn)向改變左右車輪相位差，多次測(cè)量，取抖動(dòng)最惡劣工況進(jìn)行評(píng)價(jià)。

2.2 動(dòng)力總成懸置優(yōu)化

建立6 自由度剛體振動(dòng)模型，計(jì)算動(dòng)力總成的剛體模態(tài)頻率，并與實(shí)車測(cè)試的動(dòng)力總成剛體模態(tài)頻率進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果見(jiàn)表1所示?？梢钥闯?自由度模型可以較準(zhǔn)確地預(yù)測(cè)動(dòng)力總成剛體模態(tài)頻率。15 Hz 是動(dòng)力總成Y向平動(dòng)模態(tài)的頻率，32 Hz 是RZ向轉(zhuǎn)動(dòng)模態(tài)的頻率。因此，推測(cè)40 km/h 和85 km/h車速下的抖動(dòng)是半軸軸向派生力激勵(lì)起動(dòng)力總成Y向平動(dòng)模態(tài)和RZ向轉(zhuǎn)動(dòng)模態(tài)導(dǎo)致。

測(cè)量懸置主、被動(dòng)側(cè)振動(dòng)加速度，提取半軸轉(zhuǎn)速3 階的振動(dòng)如圖6 所示，Y 向模態(tài)頻率15 Hz 對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速3 300 r/min 處的前懸置隔振不足，RZ 向模態(tài)頻率32 Hz對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速7 000 r/min處的后懸置隔振不足。

擬定懸置調(diào)教方案如表2 所示，將兩個(gè)前懸置剛度降低30 %，并旋轉(zhuǎn)90 度壓裝把較低剛度的徑向朝Y向，以降低Y向模態(tài)頻率，提高隔振率，較高剛度的徑向朝Z 向，確保主承載方向剛度足夠高。同時(shí)將后懸置剛度降低20 %，提高隔振率。優(yōu)化后的動(dòng)力總成剛體模態(tài)頻率計(jì)算和測(cè)試結(jié)果見(jiàn)表3所示，Y向模態(tài)頻率降低2 Hz，RZ向模態(tài)頻率降低7 Hz。

表 2 懸置動(dòng)剛度優(yōu)化方案 單位：剛度/(N?mm-1)

表 3 懸置改進(jìn)后動(dòng)力總成剛體模態(tài)單位：頻率/Hz

懸置優(yōu)化后的整車抖動(dòng)測(cè)量結(jié)果如圖7 所示，可以看出RZ 向模態(tài)共振引起的抖動(dòng)改善明顯，Y向模態(tài)共振引起的抖動(dòng)改善不明顯，共振峰對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速降低。對(duì)動(dòng)力總成位移進(jìn)行校核，最大扭矩加速工況RY 向角位移從2.4 °增大到2.5 °，側(cè)向3 g 加速度工況Y向位移從4.5 mm增大到5.9 mm，均滿足設(shè)計(jì)要求，實(shí)車評(píng)價(jià)動(dòng)力總成位移控制沒(méi)有明顯變?nèi)酢?

圖 5 整車加速橫向抖動(dòng)轉(zhuǎn)鼓穩(wěn)態(tài)測(cè)量結(jié)果

圖 6 懸置主被動(dòng)側(cè)階次加速度

圖7 懸置優(yōu)化前后座椅導(dǎo)軌階次加速度

2.3 軸向派生力優(yōu)化

為進(jìn)一步改善整車抖動(dòng)，對(duì)半軸派生力進(jìn)行控制。影響派生力的因素有扭矩大小、半軸角度、節(jié)型尺寸、潤(rùn)滑油脂摩擦系數(shù)等。電動(dòng)車動(dòng)力性要求高，扭矩不可降低；半軸角度由前期布置確定實(shí)車階段難以調(diào)整；節(jié)型的尺寸由強(qiáng)度決定，增大會(huì)導(dǎo)致成本和重量增加；而潤(rùn)滑油脂是負(fù)面影響較小的措施。

采用摩擦系數(shù)更低的油脂之后，臺(tái)架測(cè)試軸向派生力明顯降低（臺(tái)架工況為扭矩600 Nm，轉(zhuǎn)速190 r/min，角度5 °～15 °），見(jiàn)表4所示。在懸置優(yōu)化的基礎(chǔ)上更換此半軸，整車加速抖動(dòng)進(jìn)一步降低，如圖8所示，主觀評(píng)價(jià)抖動(dòng)可接受。

表4 半軸派生力臺(tái)架測(cè)試結(jié)果力/N

2.4 半軸角度優(yōu)化

整車半軸角度一般要求絕對(duì)值小于5 °，分正角度（半軸內(nèi)側(cè)比外側(cè)高）和負(fù)角度。電動(dòng)汽車加速扭矩大，加速時(shí)前驅(qū)動(dòng)半軸的動(dòng)態(tài)角度往正方向變化。如果靜態(tài)角度為正角度，加速時(shí)動(dòng)態(tài)角度增大，對(duì)抖動(dòng)不利。如果靜態(tài)角度為負(fù)角度，加速時(shí)動(dòng)態(tài)角度先減小再增大，但比前者小，對(duì)抖動(dòng)有利。

某平臺(tái)兩個(gè)車型驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)相同，車型A為高車，半軸角度為+ 3.2 ° ，車型 B 為低車，半軸角度為 -2.0 °。車型B的整車加速抖動(dòng)明顯優(yōu)于車型A，座椅導(dǎo)軌Y向階次加速度對(duì)比如圖9所示。

圖8 半軸派生力優(yōu)化前后階次加速度

圖9 半軸正負(fù)角度對(duì)橫向抖動(dòng)的影響

3 整車預(yù)測(cè)模型

基于源-路徑-響應(yīng)的分析思路，建立整車加速橫向抖動(dòng)預(yù)測(cè)模型如公式（5）所示。

其中：

Ast為座椅導(dǎo)軌的振動(dòng)加速度；

Fy為半軸最大軸向派生力；

Tpt為動(dòng)力總成側(cè)到座椅的傳遞函數(shù)；

Tch為底盤側(cè)到座椅的傳遞函數(shù)。

設(shè)計(jì)試驗(yàn)方法測(cè)量該車型懸置優(yōu)化后狀態(tài)的半

軸動(dòng)力總成側(cè)和底盤側(cè)到車內(nèi)座椅導(dǎo)軌的振動(dòng)傳遞函數(shù)，用激振器從Y向分別激勵(lì)動(dòng)力總成和轉(zhuǎn)向節(jié)，獲得傳遞函數(shù)Tpt和Tch，如圖10所示。

圖 10 整車傳遞函數(shù)測(cè)量方法

實(shí)車測(cè)試整車傳遞函數(shù)幅值譜如圖11所示，動(dòng)力總成側(cè)傳遞函數(shù)存在RZ剛體模態(tài)頻率25 Hz對(duì)應(yīng)的峰值，幅值比底盤側(cè)高，說(shuō)明動(dòng)力總成路徑比底盤路徑對(duì)整車抖動(dòng)貢獻(xiàn)量更大。將兩者矢量疊加得到合成傳遞函數(shù)幅值譜如圖12所示。

圖 11 整車傳遞函數(shù)測(cè)量結(jié)果

圖 12 傳遞函數(shù)合成結(jié)果

電動(dòng)汽車加速橫向抖動(dòng)普遍發(fā)生在車速60 km/h左右動(dòng)力總成RZ向模態(tài)被激起時(shí)，因此重點(diǎn)關(guān)注RZ向模態(tài)頻率25 Hz處的振動(dòng)傳遞函數(shù)幅值。將半軸臺(tái)架測(cè)試的派生力按照實(shí)車半軸動(dòng)態(tài)角度和扭矩?fù)Q算到整車實(shí)際工況的派生力，再乘以2 得到左右半軸反相位工況下的合力，然后根據(jù)式（1）可以計(jì)算出車內(nèi)座椅導(dǎo)軌加速度為0.27 m/s2，與實(shí)測(cè)結(jié)果0.24 m/s2基本吻合，驗(yàn)證了模型的正確性。

基于此模型，如果已知車內(nèi)座椅導(dǎo)軌抖動(dòng)目標(biāo)值為0.2 m/s2，即可推算出半軸臺(tái)架派生力目標(biāo)和整車傳遞函數(shù)目標(biāo)。行業(yè)內(nèi)AAR 節(jié)的臺(tái)架派生力目標(biāo)一般在50 N左右，因此可推算出傳遞函數(shù)目標(biāo)為0.002(m/s2)/N，前期虛擬開(kāi)發(fā)階段可基于整車有限元模型通過(guò)優(yōu)化懸置和車身結(jié)構(gòu)來(lái)達(dá)成此目標(biāo)。

4 傳遞函數(shù)影響因素

4.1 懸置

影響整車振動(dòng)傳遞函數(shù)的因素有懸置剛度、懸置位置、車身傳遞函數(shù)等。仍以該車型為例，原車和懸置優(yōu)化后的傳遞函數(shù)仿真分析結(jié)果如圖13 所示，懸置優(yōu)化后RZ 向模態(tài)頻率處的傳遞函數(shù)頻率從32 Hz 降低到 25 Hz，峰值從 0.003 5(m / s2)/N 降低到0.002 1(m/s2)/N。

圖13 動(dòng)力總成側(cè)傳遞函數(shù)CAE分析結(jié)果

懸置布置位置會(huì)影響半軸軸向力傳遞至懸置三個(gè)方向的力。以該車型為例，已知三個(gè)懸置的位置和剛度，以及半軸位置，假如左右半軸最大派生力合力為200 N，即可計(jì)算出各懸置的受力，見(jiàn)表5所示。

表5 懸置受力/N

可以看出左前和右前懸置除了Y 向主要受力外，Z向也受較大的力，這是因?yàn)榘胼S與懸置存在較大的Z向高度差。經(jīng)試算，如果把半軸Z向位置移動(dòng)到懸置平面內(nèi)，各懸置Z 向受力將降低為零。大扭矩加速工況懸置Z向因承受較大靜載而工作在非線性段，動(dòng)剛度高，隔振率低，如果Z向受力過(guò)大，將同時(shí)引起整車Z 向抖動(dòng)，因此從整車布置角度應(yīng)盡可能減小懸置彈性中心與半軸的高度差。

4.2 車身結(jié)構(gòu)

測(cè)量該車帶內(nèi)飾車身的動(dòng)力總成懸置安裝點(diǎn)到車內(nèi)座椅導(dǎo)軌的振動(dòng)傳遞函數(shù)如圖14 所示?？梢钥闯?8 Hz以下傳遞函數(shù)幅值較低，28 Hz～33 Hz幅值較高，這是因?yàn)檐嚿砬岸藦澢B(tài)在此頻率范圍內(nèi)。

圖 14 懸置安裝點(diǎn)車身傳遞函數(shù)

因此控制傳遞函數(shù)應(yīng)避免車身與動(dòng)力總成模態(tài)頻率重合，建議將動(dòng)力總成RZ向模態(tài)頻率設(shè)定為低于車身前端彎曲模態(tài)頻率范圍。

5 結(jié)語(yǔ)

本文通過(guò)分析解決某電動(dòng)汽車前驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)引起的整車橫向抖動(dòng)問(wèn)題，得出以下結(jié)論：

（1）基于三球銷式萬(wàn)向節(jié)的摩擦力特性，設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)鼓試驗(yàn)驗(yàn)證整車軸向派生力隨左右半軸相位差呈簡(jiǎn)諧變化的規(guī)律，路試測(cè)量中應(yīng)多次測(cè)量取左右半軸接近同相位的最惡劣工況進(jìn)行評(píng)價(jià)。

（2）基于實(shí)車案例系統(tǒng)闡述半軸派生力、半軸角度、動(dòng)力總成懸置對(duì)整車加速橫向抖動(dòng)的影響。降低半軸潤(rùn)滑油脂的摩擦系數(shù)、采用負(fù)的半軸角度、設(shè)定動(dòng)力總成RZ 向剛體模態(tài)頻率低于車身前端彎曲模態(tài)頻率等有利于降低整車橫向抖動(dòng)。

（3）提出座椅抖動(dòng)與半軸派生力和整車傳遞函數(shù)的關(guān)系模型，將整車抖動(dòng)目標(biāo)分解到半軸派生力和整車傳遞函數(shù)目標(biāo)，便于前期控制，并給出傳遞函數(shù)測(cè)試方法和目標(biāo)建議。

參考文獻(xiàn)

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第一作者

黃應(yīng)來(lái)

碩士，工程師

吉利汽車研究院

吉利汽車研究院(寧波)有限公司，主要研究方向?yàn)槠嘚VH性能開(kāi)發(fā)。

E-mail：hyl2323@126.com

通訊作者

張軍

博士，正高級(jí)工程師

吉利汽車研究院

上海交通大學(xué)博士，正高級(jí)工程師，現(xiàn)任吉利汽車研究院NVH技術(shù)專家，專注于振動(dòng)噪聲領(lǐng)域研究與工程實(shí)踐20多年。

E-mail：zj_zmkm@126.com

本文受作者授權(quán)發(fā)布。