車用電驅動總成系統隨機振動分析方法

張 南，許明華，段 磊，應紅亮

(1.上海汽車電驅動有限公司，上海 201806；2.上海汽車電驅動工程技術研究中心，上海 201806)

0 引 言

現階段，隨著全球新能源汽車行業發展，電驅動總成系統呈現高度集成化的發展趨勢，其以能量密度高、功率密度高等優勢受到國內外整車廠的青睞[1]。整車在運行過程中不可避免產生振動，對于集成化的結構，振動能量在傳遞過程中存在被放大的情況，甚至會出現電子元器件振動損壞問題，從而影響到產品性能。許多學者、工程人員對電驅動總成系統的隨機振動、疲勞等特性進行了研究[2-3]，其內容大多集中于結構的振動強度[4]、疲勞特性[5]分析，但對結構中不同部位的振動能量放大等級、能量傳遞機理探究較少。因此，有必要進行相關工作，獲取結構不同位置處隨機振動能量放大情況，深入探究電驅動總成系統的最高耐振等級。

本文以一款電機、控制器、減速器三合一集成的電驅動總成系統為研究對象，進行產品振動特性分析，以識別結構剛度薄弱點、獲取關鍵部位的能量放大情況。首先，進行模態、隨機振動仿真分析，快速獲取結構固有振型、剛度薄弱點，分析結構能量放大機理，同時為后續實驗布置傳感器位置提供指導；然后，搭建總成結構振動臺架，布置多個傳感器，獲取探測點的加速度均方根值；最后，比對仿真數據與實測值，修正仿真模型的阻尼參數，以確保仿真數據的有效性，為電驅動總成系統的開發提供技術支持。

1 電驅動總成系統

1.1 三合一總成結構

本文以一款電驅動總成系統為例，進行隨機振動能量放大特性研究。如圖1所示，該總成系統由減速器、控制器、電機三部分組成，減速器和電機結構分別提供兩個固定點位置用于支撐控制器箱體。

圖1 電驅動總成系統

1.2 約束形式及載荷工況

該總成結構通過減速器端和端蓋端固定于乘用車懸置上。參考行業標準GB/T 28046—2011 《道路車輛電氣及電子設備的環境條件和試驗第3部分:機械負荷》[6]，根據結構在整車中的安裝位置，選取乘用車彈性體載荷譜，加速度均方根值為27.8 m/s2，每個方向的振動試驗持續8 h。載荷譜如表1和圖2所示。

表1 功率譜密度(PSD)與頻率載荷譜

圖2 PSD與頻率曲線圖

圖2中，橫縱坐標均是log坐標系顯示形式。縱坐標為功率譜密度，反映隨機振動過程在各頻率成分上的統計特性。曲線所圍面積即振動的總能量值。由于隨機振動是一種非確定性振動，運用概率統計方法，通常選用加速度均方根值表示振動譜的總能量，用來評價振動等級情況。

1.3 隨機振動特性分析

隨機振動校核分析通常是給定結構一隨機激勵載荷譜，確認結構響應是否滿足設計要求，其動力學方程[7]：

(1)

式中:M,C,K分別為結構的質量矩陣、阻尼矩陣、剛度矩陣。從數學角度講，該矩陣的解由齊次線性方程組的解及一個特解組成。從物理意義上解釋，齊次線性方程組的解為結構的模態振型，隨機振動的解由模態結果疊加計算得到。因此，隨機振動響應與結構的剛度、阻尼密切關聯。雖然載荷F(t)為隨機載荷譜，其計算涉及概率論統計方法，但隨機振動分析通常建立在模態分析的基礎上。模態振型屬于結構固有屬性，其為結構系統的振動特性分析、結構動力特性的優化設計提供了重要依據。本文首先對總成系統進行模態仿真分析，快速獲取固有頻率和振型，用以深入了解產品的系統動力學特性，輔助分析隨機振動能量放大機理。

2 仿真分析

有限元數值計算方法為結構分析提供了高效、直觀的分析手段。本文首先借助仿真軟件對總成結構進行模態分析，通過提取模態振型結果，識別結構剛度薄弱點，確定結構測點的布置位置；其次，進行隨機振動仿真，獲取測點加速度均方根的響應值，分析不同位置能量放大機理，為后續實驗測試提供指導。

2.1 仿真模型介紹

如圖3所示，通常對電驅動總成系統進行振動驗證時，需要將總成結構及振動工裝一起固定在測試臺架上。由于所有結構不可能是無限剛度，所以振動激勵在傳遞過程中必然存在放大情況。首先，定性分析振動載荷在整個總成系統中的能量傳遞路徑。振動臺作為激勵源輸入面，載荷首先傳遞到三個振動工裝上。其次，再通過工裝與總成的連接點，傳遞到總成系統上。最后，傳遞到減速器上的能量一部分通過固定支腳傳遞到控制器箱體上，一部分通過機殼傳遞到電機上；傳遞到電機上的能量一部分通過固定支腳傳遞到控制器箱體上，同時，與減速器間存在能量互傳。

圖3 仿真分析模型

為了簡化仿真模型，控制器內PCB板等電子元器件，使用結構質量屬性(質量和質心)代替真實結構；并按照傳感器大小，在結構中切割出探測點的位置，以便仿真結果的后處理。此外，電機與控制器的連接螺栓采用實體建模形式。

2.2 仿真結果

2.2.1 模態振型結果

提取總成系統的前幾階模態振型，如圖4所示。前兩階振型均表現為控制器箱蓋、箱體與端蓋固定位置處的擺動；第三階表現為箱蓋的振動；第八階出現箱體底部電容固定處的振動。說明該總成系統中箱蓋、端蓋與控制器的固定支腳以及箱體某些部位剛度較弱。

圖4 總成系統模態振型

由于結構低階模態更容易被隨機振動載荷激發出來，故依據模態結果，需要探測控制器支腳、箱蓋處的振動反饋。另外，總成系統曾出現電容/模塊等電子元器件損壞、接線盒蓋輻射噪聲等問題，因此在接線盒蓋中心處、箱體底部電容/模塊固定位置處布置測點；同時，為了探究減速器與機殼間能量互傳情況，在機殼端面布置一測點。多個測點的具體位置及說明如圖5及表2所示。

圖5 傳感器布局位置示意圖

表2 傳感器編號說明表

2.2.2 隨機振動反饋結果

提取探測點處三個方向的隨機振動反饋值，由于水平方向振動反饋能量較輸入激勵差別較小，此處不再描述，本文著重介紹放大倍率較大的垂直方向反饋值。垂直方向多個測點的仿真均方根值數據整理在圖6中。

圖6 垂直方向隨機振動反饋仿真值

由圖6可知，傳遞到振動工裝(6，7，8號點)上的能量幾乎無變化。除此之外，其他測點的振動反饋均有放大，最大的點位于箱蓋(9號點)，其次是控制器支腳4號點。為分析這兩點的能量放大機理，在軟件中提取功率譜密度與頻率關系曲線繪制圖7，兩條曲線均存在共振頻率點處功率譜密度突然增大情況。由于曲線所圍面積即為均方根值，故4號、9號點整個頻率段的均方根值會變大。

圖7 一點位置PSD與頻率曲線圖

因此，對總成結構進行隨機振動分析前，首先要關注結構的模態振型，低階模態出現較多的地方剛度較弱，存在振動能量放大情況。隨機振動結果中提取功率譜密度與頻率曲線，可以更加清晰地獲取不同位置能量放大等級。

3 臺架振動實驗

將總成系統及振動工裝通過螺栓固定在8 T振動臺上，進行臺架隨機振動測試。首先，按照表2布置傳感器，測試不同部位的實際振動反饋值。其次，對比仿真數據與實測值，修正仿真模型參數，確保仿真分析的有效性。

3.1 隨機振動反饋監測

如圖8所示，箭頭表示振動臺的振動方向。傳感器粘貼位置按照圖5及表2中的說明進行。準備臺架測試時，需注意以下幾點：1)將被測件固定在振動臺上，確認螺栓的鎖緊力矩；2)做好測點位置標記，依次粘貼傳感器，確認傳感器是否粘貼牢固、線束是否擰緊；3)打開測試軟件，輸入載荷頻譜，設置控制/監測通道，以及控制策略。為保證實驗數據的有效性，進行三次測試，查看數據的一致性。

圖8 振動臺架圖片

采用單點控制策略，僅將振動臺上的1號點作為振動控制輸入點，對總成結構進行三個方向的振動反饋監測。實測表明，水平方向各點均方根值較輸入載荷相差不大，不再描述，此處詳細介紹垂直方向的振動反饋情況，列于圖9中。

圖9 垂直方向隨機振動反饋實測值

圖9表明，垂直方向振動時，各點均方根反饋值出現較大變化：振動工裝反饋值與輸入載荷一致；機殼配合面、箱體電容、模塊固定處振動放大等級較小。箱蓋上的9號點振動反饋最大，其次是控制器支腳的4號點。

3.2 仿真模型修正

仿真結果與實測值的對比數據如圖10所示，借助實驗數據，對仿真模型進行修正。原始仿真模型的結果與實測值整體趨勢一致，均在9點能量放大最大，但仿真值較實測值偏大。依據式(1)，阻尼參數直接影響結構隨機振動響應大小，因此通過對阻尼參數進行調整可以修正仿真模型。

圖10 結構各點響應RMS實測值與仿真數據對比圖

修正仿真參數后，各點響應均方根值與實測對比，數據吻合較好。因此，對于三合一總成系統隨機振動特性分析，可使用修正后的仿真模型來模擬結構實際振動反饋，為前期產品開發提供技術支持。

4 結 語

本文對一款集減速器、電機、控制器三者為一體的電驅動總成系統進行隨機振動特性研究。借助仿真分析、實驗測試兩種手段，識別了結構剛度薄弱點、獲取了關鍵部位的均方根反饋值，分析了結構振動能量放大機理，修正了仿真模型阻尼參數，得出以下結論：

(1)通過對三合一總成系統進行仿真分析，模態振型反饋出結構剛度薄弱點，低階模態出現較多的地方剛度較弱，存在振動能量放大情況，可為振動能量放大機理分析提供依據。

(2)隨機振動仿真數據及實測結果均表明，垂直方向振動反饋最大，不同部位的放大等級不同。由于箱蓋低階模態振型較多，功率譜密度與頻率的關系曲線中峰值較多，故能量放大最大。

(3)隨機振動仿真分析可提取結構不同部位的均方根值，修正仿真模型參數后，其結果與實驗數據吻合較好；該仿真方法快速、高效，對總成結構設計、耐振等級研究提供技術支持。