摘 要

電動汽車大扭矩加速時普遍存在因半軸軸向派生力引起的整車橫向抖動問題。以某電動車型前驅(qū)動系統(tǒng)引起的整車橫向抖動問題為背景，通過主觀評價和客觀測試識別抖動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)軌抖動幅值從0.45 m/s2降低到0.1 m/s2。提出整車橫向抖動傳遞函數(shù)概念，將整車級抖動目標(biāo)分解為半軸派生力目標(biāo)和整車傳遞函數(shù)目標(biāo)，并通過優(yōu)化懸置布置和模態(tài)分布以降低傳遞函數(shù)。抖動解決方案和目標(biāo)分解方法對電動汽車驅(qū)動系統(tǒng)NVH開發(fā)具有參考意義。

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

中圖分類號：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。經(jīng)調(diào)研發(fā)現(xiàn)，市場上幾乎所有配置大扭矩前驅(qū)動系統(tǒng)的電動車都存在該現(xiàn)象，這是電動汽車驅(qū)動系統(tǒng)開發(fā)設(shè)計的難題。

引起整車座椅和方向盤抖動的激勵源是半軸軸向派生力。其傳遞路徑有二：一是經(jīng)動力總成傳遞至車身，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、動態(tài)角度、節(jié)的摩擦系數(shù)等。影響振動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，如用角接觸式萬向節(jié)(Angular Adjusted Roller，AAR) 等其他節(jié)型代替三球銷式萬向節(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態(tài)角度、優(yōu)化動力總成懸置剛度等。趙建等[1]提出用雙重偏置萬向節(jié)(Double Offset，DO)替代TJ 節(jié)解決加速橫向抖動。HAZRA等[2]提出用AAR節(jié)替代TJ 節(jié)解決加速橫向抖動。林勝等[3]采用高潤滑系數(shù)的油脂解決加速橫向抖動問題。AGARWAL等[4]通過減小懸置側(cè)向撞塊間隙改善加速橫向抖動。WANG等[5]通過優(yōu)化懸置剛度解決加速橫向抖動。

對某電動車型前驅(qū)動系統(tǒng)引起的整車橫向抖動問題進(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，并建立座椅抖動與半軸派生力和整車傳遞函數(shù)的關(guān)系模型，對派生力和傳遞函數(shù)提出目標(biāo)建議。

1 問題描述

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

圖1 電驅(qū)動前橋結(jié)構(gòu)

該車型急加速車速40 km/h和85 km/h時座椅和方向盤有較明顯的橫向抖動。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度位置進(jìn)行加速。采集座椅導(dǎo)軌處的加速度信號，考慮到左右半軸軸向派生力相位差變化對抖動有影響，多次采集后取抖動最大工況的數(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，所以相對半軸轉(zhuǎn)速為3階。加速度存在兩個峰值：第一個峰值出現(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。初步判斷抖動頻率與動力總成兩個剛體模態(tài)頻率對應(yīng)。

2 機(jī)理及解決方案

2.1 派生力特性

三球銷式萬向節(jié)是由三柱槽殼、三銷架、球環(huán)、滾針、驅(qū)動軸等結(jié)構(gòu)組成，如圖3 所示，三柱槽殼上的扭矩通過球環(huán)傳遞給三銷架及半軸。

圖3 三球銷式萬向節(jié)結(jié)構(gòu)

鄭嬌嬌[6]對三球銷萬向節(jié)進(jìn)行了受力分析。萬向節(jié)轉(zhuǎn)動時，球環(huán)在滑槽中產(chǎn)生沿銷軸軸線方向的滑動摩擦力和繞銷軸軸線方向的滾動摩擦力。球環(huán)所受摩擦力是三球銷式萬向節(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為滑動摩擦系數(shù)；

μr為滾動摩擦系數(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為符號函數(shù)。

由于三個球環(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，為分析其隨時間的變化規(guī)律，設(shè)計整車轉(zhuǎn)鼓試驗。某車型在起步加速20 km/h時存在橫向抖動，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（每轉(zhuǎn)一個脈沖）3分鐘以上。提取加速度相對車輪轉(zhuǎn)速的3階成分，如圖5所示。

圖4 三球銷式萬向節(jié)軸向力隨轉(zhuǎn)角變化

變速箱側(cè)加速度呈簡諧變化規(guī)律，說明整車軸向派生力隨時間周期性變化，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，左右軸派生力抵消，合力為零。相位差60°時，左右軸派生力疊加，合力最大。這就解釋了為什么路試評價時整車加速橫向抖動有時嚴(yán)重，而有時輕微。路試測試應(yīng)多次轉(zhuǎn)向改變左右車輪相位差，多次測量，取抖動最惡劣工況進(jìn)行評價。

2.2 動力總成懸置優(yōu)化

建立6 自由度剛體振動模型，計算動力總成的剛體模態(tài)頻率，并與實車測試的動力總成剛體模態(tài)頻率進(jìn)行對比，結(jié)果見表1所示。可以看出6自由度模型可以較準(zhǔn)確地預(yù)測動力總成剛體模態(tài)頻率。15 Hz 是動力總成Y向平動模態(tài)的頻率，32 Hz 是RZ向轉(zhuǎn)動模態(tài)的頻率。因此，推測40 km/h 和85 km/h車速下的抖動是半軸軸向派生力激勵起動力總成Y向平動模態(tài)和RZ向轉(zhuǎn)動模態(tài)導(dǎo)致。

測量懸置主、被動側(cè)振動加速度，提取半軸轉(zhuǎn)速3 階的振動如圖6 所示，Y 向模態(tài)頻率15 Hz 對應(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。同時將后懸置剛度降低20 %，提高隔振率。優(yōu)化后的動力總成剛體模態(tài)頻率計算和測試結(jié)果見表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 懸置動剛度優(yōu)化方案 單位：剛度/(N?mm-1)

表 3 懸置改進(jìn)后動力總成剛體模態(tài)單位：頻率/Hz

懸置優(yōu)化后的整車抖動測量結(jié)果如圖7 所示，可以看出RZ 向模態(tài)共振引起的抖動改善明顯，Y向模態(tài)共振引起的抖動改善不明顯，共振峰對應(yīng)的轉(zhuǎn)速降低。對動力總成位移進(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)計要求，實車評價動力總成位移控制沒有明顯變?nèi)酢?

圖 5 整車加速橫向抖動轉(zhuǎn)鼓穩(wěn)態(tài)測量結(jié)果

圖 6 懸置主被動側(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，對半軸派生力進(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、潤滑油脂摩擦系數(shù)等。電動車動力性要求高，扭矩不可降低；半軸角度由前期布置確定實車階段難以調(diào)整；節(jié)型的尺寸由強(qiáng)度決定，增大會導(dǎo)致成本和重量增加；而潤滑油脂是負(fù)面影響較小的措施。

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

表4 半軸派生力臺架測試結(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。電動汽車加速扭矩大，加速時前驅(qū)動半軸的動態(tài)角度往正方向變化。如果靜態(tài)角度為正角度，加速時動態(tài)角度增大，對抖動不利。如果靜態(tài)角度為負(fù)角度，加速時動態(tài)角度先減小再增大，但比前者小，對抖動有利。

某平臺兩個車型驅(qū)動系統(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的整車加速抖動明顯優(yōu)于車型A，座椅導(dǎo)軌Y向階次加速度對比如圖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)角度對橫向抖動的影響

3 整車預(yù)測模型

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

其中：

Ast為座椅導(dǎo)軌的振動加速度；

Fy為半軸最大軸向派生力；

Tpt為動力總成側(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)計試驗方法測量該車型懸置優(yōu)化后狀態(tài)的半

軸動力總成側(cè)和底盤側(cè)到車內(nèi)座椅導(dǎo)軌的振動傳遞函數(shù)，用激振器從Y向分別激勵動力總成和轉(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)測量方法

實車測試整車傳遞函數(shù)幅值譜如圖11所示，動力總成側(cè)傳遞函數(shù)存在RZ剛體模態(tài)頻率25 Hz對應(yīng)的峰值，幅值比底盤側(cè)高，說明動力總成路徑比底盤路徑對整車抖動貢獻(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)測量結(jié)果

圖 12 傳遞函數(shù)合成結(jié)果

電動汽車加速橫向抖動普遍發(fā)生在車速60 km/h左右動力總成RZ向模態(tài)被激起時，因此重點關(guān)注RZ向模態(tài)頻率25 Hz處的振動傳遞函數(shù)幅值。將半軸臺架測試的派生力按照實車半軸動態(tài)角度和扭矩?fù)Q算到整車實際工況的派生力，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）可以計算出車內(nèi)座椅導(dǎo)軌加速度為0.27 m/s2，與實測結(jié)果0.24 m/s2基本吻合，驗證了模型的正確性。

基于此模型，如果已知車內(nèi)座椅導(dǎo)軌抖動目標(biāo)值為0.2 m/s2，即可推算出半軸臺架派生力目標(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，前期虛擬開發(fā)階段可基于整車有限元模型通過優(yōu)化懸置和車身結(jié)構(gòu)來達(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 動力總成側(cè)傳遞函數(shù)CAE分析結(jié)果

懸置布置位置會影響半軸軸向力傳遞至懸置三個方向的力。以該車型為例，已知三個懸置的位置和剛度，以及半軸位置，假如左右半軸最大派生力合力為200 N，即可計算出各懸置的受力，見表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，這是因為半軸與懸置存在較大的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，動剛度高，隔振率低，如果Z向受力過大，將同時引起整車Z 向抖動，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)

測量該車帶內(nèi)飾車身的動力總成懸置安裝點到車內(nèi)座椅導(dǎo)軌的振動傳遞函數(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，這是因為車身前端彎曲模態(tài)在此頻率范圍內(nèi)。

圖 14 懸置安裝點車身傳遞函數(shù)

因此控制傳遞函數(shù)應(yīng)避免車身與動力總成模態(tài)頻率重合，建議將動力總成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

本文通過分析解決某電動汽車前驅(qū)動系統(tǒng)引起的整車橫向抖動問題，得出以下結(jié)論：

（1）基于三球銷式萬向節(jié)的摩擦力特性，設(shè)計轉(zhuǎn)鼓試驗驗證整車軸向派生力隨左右半軸相位差呈簡諧變化的規(guī)律，路試測量中應(yīng)多次測量取左右半軸接近同相位的最惡劣工況進(jìn)行評價。

（2）基于實車案例系統(tǒng)闡述半軸派生力、半軸角度、動力總成懸置對整車加速橫向抖動的影響。降低半軸潤滑油脂的摩擦系數(shù)、采用負(fù)的半軸角度、設(shè)定動力總成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。

（3）提出座椅抖動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)測試方法和目標(biāo)建議。

參考文獻(xiàn)

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[6]鄭嬌嬌. 三球銷式萬向節(jié)受力及仿真分析[D]. 上海：上海交通大學(xué)，2014：21-31.

第一作者

黃應(yīng)來

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，主要研究方向為汽車NVH性能開發(fā)。

E-mail：hyl2323@126.com

通訊作者

張軍

博士，正高級工程師

吉利汽車研究院

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

E-mail：zj_zmkm@126.com

本文受作者授權(quán)發(fā)布。