黄家铭;田晋跃;陈治领
【摘 要】The rigid-body dynamics model of the powertrain mount system of an electric bus motor is established. The excitation of the motor powertrain is analyzed. With the use of software ADAMS, the modal and frequency response charac-teristics of the mount system are analyzed numerically. Through integrating the engineering optimization software Isight and MATLAB, the optimal design of the motor powertrain mount system is conducted using the multi-island genetic algorithm (MIGA) in Isight code. The results show that the vibration isolation performance of the optimized mount system is improved.%建立某纯电动客车电机动力总成悬置系统的刚体动力学模型，分析电机动力总成激励，利用Adams软件进行悬置系统模态特性和频域响应特性的仿真分析。通过工程优化软件Isight与Matlab的集成，直接使用Isight中的多岛遗传算法对电机动力总成悬置系统进行优化设计，优化后的悬置系统隔振性能得到了提高。
【期刊名称】《噪声与振动控制》
【年(卷),期】2016(036)004
【总页数】5页(P108-112)
【关键词】振动与波;电机动力总成;悬置系统;Isight;多岛遗传算法;优化
【作 者】黄家铭;田晋跃;陈治领
【作者单位】江苏大学 汽车与交通工程学院，江苏 镇江 212013;江苏大学 汽车与交通工程学院，江苏 镇江 212013;江苏大学 汽车与交通工程学院，江苏 镇江 212013
【正文语种】中 文
【中图分类】U461.4
电动汽车在解决电池、电机、电控系统和充电基础设施等问题的同时，也需要努力改善汽车的NVH性能。总体来说，电动汽车更安静，但是由于用电机代替了发动机，发动机的“掩蔽效应”消失，使得原来可以接受的噪声在失去“掩蔽效应”的情况下特别明显，甚至在某些工况下会非常恼人［1］。电机动力总成悬置系统是电动汽车整车振动系统的一个重要子系统，
其振动的传递特性对汽车舒适性和噪声品质有较大影响。
文中以某中型纯电动客车为研究对象，建立电机动力总成六自由度刚体动力学模型，分析电机动力总成悬置系统激励特性，对悬置系统进行优化设计，通过模态和频域响应对比，验证悬置系统的隔振性能的改善。镇江汽车
研究的中型纯电动客车为集中驱动型式，电机和单级减速器构成电机动力总成，减速器输出动力经传动轴传递至后桥驱动客车前进。建立的电机动力总成悬置系统六自由度刚体动力学模型如图1所示。
电机动力总成简化为刚体，橡胶悬置元件简化为空间三向正交的弹簧阻尼元件［2］，悬置系统布置形式采用三点平置式支承，序号1、2、3对应三个悬置元件的编号，悬置元件一端与电机动力总成连接，另一端与车架连接，车架的振动不计入系统。建立电机动力总成质心坐标系，G0为电机动力总成静平衡质心，Gd-XYZ为质心动坐标系，Z轴正方向垂直于地面向上，X轴正方向指向汽车的前进方向且与电机定转子轴线平行，Y轴正方向根据右手定则确定，悬置坐标系e-uνw的主轴分别与X、Y、Z轴平行，且正方向相同。建立电机动力总成悬置系统的振动微分方程为
式（1）中M—系统质量矩阵，C—系统阻尼矩阵，K—系统刚度矩阵，q—系统广义坐标，F—系统所受广义力矩阵。
电机动力总成激励力与传统发动机有所不同，主要有以下几种：电机输出扭矩的简谐反扭矩引起的低频振动；高频径向电磁力谐波引起的电机高频振动；高频谐波电流引起的电机输出扭矩波动；电机启动和制动时的冲击振动与噪声；汽车行驶过程中由于瞬间加速、制动引起的惯性力以及汽车高速转弯时产生的侧向离心力。因此电动客车动力总成悬置系统的主要激励包括：绕X轴的电机简谐反扭矩和输出扭矩波动Mx；Y轴和Z轴方向上的径向电磁力Fy和Fz；X轴和Y轴方向上由惯性力产生的瞬时激振力Fx和Fy，激励力F的矩阵表达式为［3］
模态特性包括系统的固有频率和能量耦合特性。系统在第i阶固有频率振动时，分布到第k个广义坐标上的能量百分比可由下式计算得到［4］
式（3）中mkl表示质量矩阵M的第k行第l列元素，表示振型的第l个元素，表示振型的第k个元素。如果Tki=100%，则说明第i阶模态各个自由度的振动无耦合性。耦合会增加系统发生共振的概率；耦合会使相邻两阶固有频率发生频率重叠，从而增大系统振幅。
在Adams中建立悬置系统虚拟样机模型，如图2所示，用Adams/Vibration进行模态特性与频域响应仿真分析。根据上节的分析，电机动力总成应有四个激励输入通道，分别是作用在总成质心处的X向、Y向和Z向激励力以及作用在绕X轴旋转方向的简谐激励力矩，此处这四个激励均设为正弦扫频激励，幅值为5。为了评价电机动力总成悬置系统的振动传递特性，设置电机动力总成质心在X、Y、Z方向的加速度响应输出通道。设置仿真频率为0.1 Hz～1 000 Hz，仿真步数为2 000，得到模态及质心三向加速度频域响应仿真结果如表1和图3所示。
从表1可以看出，悬置系统的固有频率分布较合理，但第2、3、4阶的能量解耦情况均不理想，其中第2阶和第3阶耦合程度最为严重。第2阶主振动X向与Ryy、Rzz向存在较大程度的耦合，由汽车加速或制动引起的惯性力很容易引起其他方向的共振，第3阶振型主要是X向与Rzz向耦合程度较高。在Rxx、Y和Z向这3个主要激励方向上，对应主振型的能量解耦率分别为86.43%、92.71%和86.06%，工程中一般要求悬置系统在主要激励方向上的解耦率达到90%以上［5］。模态分析结果说明悬置系统各个自由度的能量解耦率都需要提高。
从图3可以看出，总成质心的X向、Y向、Z向的加速度峰值分别出现在10.55 Hz、9.27 Hz、14.44 Hz处，其中Z向的加速度峰值最大，达到755 mm/s2；X向加速度频响曲线在多个频率
处取得极值，变化剧烈，主要是由于第3、4阶振动耦合较严重引起的；系统在固有频率处振动幅值较大，因此需要合理布置悬置系统的固有频率，防止共振发生。
3.1 设计目标、设计变量及约束条件
上节的仿真结果说明悬置系统各个自由度的能量解耦率需要提高。选取电机动力总成悬置系统6个广义坐标对应的主振动能量解耦率的加权和J作为优化目标，优化目标函数确定为J取最小值，优化目标函数的表达式为
式中ji为系统主振动方向为i时（i=1～6，分别代表X、Y、Z、Rxx、Ryy、Rzz方向），该方向的能量解耦率，ji值越大解耦程度越高。由于电机动力总成的激励主要是Rxx方向的简谐反扭矩和电机输出扭矩波动、Y和Z方向的电磁力谐波，所以这三个方向加权因子应取大些，c4=4，c2=c3=3，X方向也是主要激励方向且模态解耦率值较小，所以c1=2，其余方向取1。
电机动力总成悬置系统的动力学特性与悬置元件的刚度、阻尼、安装位置和安装角度等因素有关。综合考虑布置空间的限制和经济性，悬置元件仍采用原来的布置形式，即悬置元件的
安装位置和角度不变。另外，小振幅振动下，系统的动态特性受橡胶悬置阻尼的影响很小，因此设计变量选择每个悬置元件的三向静刚度，共9个设计变量，见表2。
路面激励经过轮胎和悬架传递到动力总成的振动属于低频窄带随机振动，较好路面时振动频率一般在3.5 Hz以下，路面传来的振动可作为动力总成悬置系统优化设计的下约束条件，即保证悬置系统的1阶固有频率大于3.5/0.75=4.667 Hz。中型纯电动客车的设计定位为城市低速通勤客车，常用车速为30 km/h～50 km/h，按此车速范围可计算出电机的常用转速，对应的频率为78.85 Hz～131.42 Hz，因此78.85/=55.755 Hz可作为优化设计的上约束条件［6］。设计变量也需要限定变化范围，各设计变量上边界都取+50%，利于高频隔振；w向为主要承重方向，刚度值不应太小，因此下边界都为-20%；客车在起步和紧急制动时，ku3、kν1方向的负荷较大，因此ku3、kν1的下边界为-30%；其余变量下边界为-60%。
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