純電動乘用車瞬態沖擊虛擬仿真建模分析方法

【摘要】為在整車產品開發前期對純電動乘用車急踩/急松油門踏板（Tip in/ Tip out）工況下Clunk異響水平進行評估，考慮傳動系統中花鍵、軸齒、半軸球籠和軸承的間隙，建立了整車多體動力學模型，利用該模型計算獲得軸承時域載荷，結合有限元分析方法獲得減速器殼體關鍵點表面振動加速度時域信號，并與試驗結果進行對比，驗證了模型的準確性，基于此提出傳動系統Clunk異響問題分析模型的建立和參數整定方法，從而實現在前期策劃階段對純電動乘用車Clunk異響水平的評估。

關鍵詞：純電動乘用車 傳動系統 間隙 多體動力學 瞬態響應 Clunk異響

中圖分類號：TP391.9" "文獻標志碼：A" "DOI： 10.20104/j.cnki.1674-6546.20240242

Virtual Simulation amp; Modeling Analysis Method for the Transient Impact of Pure Electric Passenger Vehicle

Wang Mingzheng， Zhao Jian， He Hongyuan， Zhong Chongfa， Yan Dong， Wei Tingxuan

（Global Ramp;D Center， China FAW Corporation Limited， Changchun 130013）

【Abstract】In order to evaluate the Clunk noise level of pure electric passenger vehicle under the condition of sudden pressing/releasing of the accelerator pedal （tip in/tip out） in the early stage of vehicle product development， a multi-body dynamic model of the vehicle is established considering the clearance between the splines， shaft teeth， half shaft ball cage and bearings in the transmission system. The time-domain load of the bearings is calculated using the model， and the time-domain vibration acceleration signal of the key points on the reducer housing is obtained by combining the finite element analysis method. The accuracy of the model is verified by comparing it with the experimental results. An analysis model for Clunk noise in the transmission system and a parameter tuning method are proposed to evaluate the Clunk noise level of pure electric passenger vehicles in the early planning stage.

Key words： Electric passenger vehicle， Transmission system， Clearance， Multi-body dynamic， Transient response， Clunk noise

【引用格式】 王明正， 趙建， 何洪源， 等. 純電動乘用車瞬態沖擊虛擬仿真建模分析方法[J]. 汽車工程師， 2025（1）： 26-31.

WANG M Z， ZHAO J， HE H Y， et al. Virtual Simulation amp; Modeling Analysis Method for the Transient Impact of Pure Electric Passenger Vehicle[J]. Automotive Engineer， 2025（1）： 26-31.

1 前言

對于純電動乘用車，急踩/急松油門踏板（Tip in/ Tip out）工況為其常用工況，該工況下傳動系統瞬態沖擊性能控制和優化是汽車行業的技術難點。該工況發生在車輛驅動軸扭矩由正轉負或由負轉正的瞬時，主觀感受為傳動系統的松散性和底板的沖擊振動，同時，傳動系統間隙引發撞擊聲。

國內外專業技術人員針對此類瞬態性能的分析開展了大量研究：張晨[1]對車輛傳動系統瞬態振動特性進行了研究；文獻[2]～文獻[4]面向齒輪間隙研究，提出了反向齒隙模型、微分模型和方程模型等；李占江[5]提出了一種考慮間隙的急踩和急松油門踏板工況沖擊抑制控制器；文獻[6]、文獻[7]對間隙實時估計器和控制器進行了研究。此外，文獻[8]～文獻[11]對帶間隙的傳動系統進行了主動或被動控制研究，文獻[12]對無離合器的純電動汽車傳動系統間隙進行了特性分析，文獻[13]、文獻[14]對驅動半軸球籠萬向節間隙進行了研究。針對傳動系統瞬態沖擊問題，主動控制方法應用越來越廣泛，文獻[15]通過反饋力矩控制優化了傳動系統扭振。

本文采用多體動力學軟件、有限元前后處理軟件與試驗相結合的方法，對某款純電動乘用車傳動系統進行多體動力學建模分析，考慮傳動系統中存在的間隙，同時對各軸承力開展仿真分析，并對減速器殼體總成進行有限元建模和瞬態響應分析，考慮動力總成懸置剛度并結合試驗數據，驗證模型的可靠性。最后，提出考慮傳動系統間隙的多體動力學模型建立方法，并對試驗結果和仿真分析結果進行對比。

2 純電動乘用車傳動系統多體動力學模型

2.1 傳動系統結構

本文的研究對象為某前置前驅純電動乘用車，傳動系統總成結構及相應間隙如圖1所示：電機轉子通過花鍵與減速器輸入軸連接，減速器采用兩擋齒輪系統，減速器中的差速器殼體通過花鍵與左、右半軸連接，半軸通過花鍵與輪轂軸承連接。

傳動系統中的間隙共19處，包括：電機轉子軸外花鍵和減速器輸入軸內花鍵的間隙，減速器兩對齒輪側隙，減速器輸入軸、中間軸和輸出軸軸承游隙，減速器差速器齒輪間隙，半軸和差速器連接處花鍵間隙，半軸球籠間隙和半軸與輪軸軸承連接處花鍵間隙。

2.2 建模和計算流程

模型搭建和計算流程如圖2所示。建模過程需獲取電機轉子、減速器軸齒、驅動半軸、輪胎的慣量、剛度和阻尼，以及整車等效慣量、整備質量等參數。用模態法計算動力總成殼體表面瞬態響應，需獲取減速器總成三維裝配模型（包含懸置支架總成）及總成各部件的材料牌號、材料屬性參數，含密度、彈性模量、泊松比等。為驗證模型，需獲取總成各部件的質量和懸置剛度，綜合動力學軸承力計算結果和有限元模型，運用模態法進行總成瞬態響應仿真分析。

2.3 間隙模型理論

傳動系統間隙控制是NVH性能控制中的難點。目前，針對間隙非線性問題，已經發展出多個間隙數學模型，包括死點模型、物理模型、描述方程和遲滯模型。其中，應用最廣泛的是間隙死點模型，經典的死點模型（即簡化死點模型）不考慮阻尼，模型公式為：

[Ts=ksθs-α， θsgt;α0，" " " " " " " " "θs=αksθs+α， θslt;α] （1）

式中：Ts為軸的扭矩，ks為軸的剛度，θs為總位移，α為間隙的一半。

在考慮阻尼c的前提下，死點模型調整為：

[Ts=ksθs-α+cθs， θsgt;α0，" " " " " " " " " " " " " "θs=αksθs+α+cθs， θslt;α] （2）

本文間隙模型采用考慮阻尼的死點模型。

2.4 考慮間隙的多體動力學模型

考慮間隙的純電動乘用車傳動系統多體動力學模型如圖3所示。模型包含花鍵、軸齒、球籠和軸承等間隙，按照以下原則簡化：

a. 各部件采用集中慣量模型；

b. 忽略加工制造和裝配誤差，齒輪采用常嚙合剛度，忽略差速器的差速作用；

c. 忽略系統彎曲和拉壓振動；

d. 不考慮側向和轉向特性，只考慮縱向特性；

e. 忽略輪胎縱向滑移。

圖3中，J1為電機轉子相對于質心的轉動慣量，J2為減速器第1對和第2對齒輪的等效慣量，J3為差速器慣量，G1、K1、C1分別為電機和減速器輸入軸花鍵的間隙、剛度、阻尼，G2、K2、C2分別為減速器第1對齒輪的間隙、剛度、阻尼，G3、K3、C3分別為減速器第2對齒輪的間隙、剛度、阻尼，G4、G5分別為右側、左側差速器間隙的一半，G6、G7分別為右側、左側半軸移動節球籠間隙，G8、G9分別為右側、左側半軸固定節球籠間隙，K6、K7分別為右側、左側半軸移動節剛度，K8、K9分別為右側、左側半軸固定節剛度，K14、K15分別為右側、左側半軸軸管剛度，C6、C7分別為右側、左側半軸移動節阻尼，C8、C9分別為右側、左側半軸固定節阻尼，C14、C15分別為右側、左側半軸軸管阻尼。此外，為等效整車慣量，還需要輪胎半徑r、慣量、剛度和阻尼參數，并獲取整車質量m。

其中，等效轉動慣量J2的計算公式為：

[J2=J1c+Z2Z12?J2c] （3）

式中：J1c、J2c分別為減速器輸入軸、中間軸齒輪轉動慣量，Z1、Z2分別為第1對齒輪主動端、被動端齒數。

基于上述分析，利用AMESim軟件建立多體動力學模型如圖4所示，模型中的參數根據實際車型提供，對軸承力進行計算分析并提取，19處間隙設置采用軟件自帶的間隙模塊，減速器慣量等效到輸入軸位置。鑒于本文開展趨勢性分析，且真實阻尼難以獲得，模型中的阻尼采用經驗值。結構采用剛性單元，忽略齒輪之間、軸承之間等位置的摩擦特性。

3 動力總成有限元模型

動力總成有限元模型包含電機殼體、減速器殼體和懸置支架，忽略附著在動力總成上的線路、管路等。有限元模型采用四面體二階單元建立，單元平均大小推薦為3 mm，生成三維網格前先生成二維網格，二維網格單元的要求為：95%以上的單元長寬比小于5，95%以上的單元翹曲角小于10°，95%以上的單元歪斜角大于60°，95%以上的單元最小角大于40°，95%以上的單元最大角小于120°。

電機殼體與減速器殼體之間，減速器前、后殼體之間，減速器、電機殼體與懸置支架之間采用螺栓連接，接觸面螺栓孔處設置2.5倍螺栓半徑的圓形區域，如圖5所示。被連接件處于螺紋孔中螺紋長度區域，如圖6所示。建模方式為：

a. 被連接件與螺栓頭部接觸面需劃分兩層單元；

b. 被連接件與連接件在2.5倍螺栓半徑范圍內視為接觸面區域，接觸面內至少劃分兩層單元，如實際接觸面區域小于2.5倍螺栓半徑，則按實際接觸面處理；

c. 螺栓與連接件接觸柱面上至少劃分三層單元；

d. 如被連接件為殼單元模型，則接觸面按2.5倍螺栓半徑范圍處理。

對螺栓連接區域進行簡化建模，螺栓簡化模型如圖7所示，裝配模型如圖8所示。連接件與被連接件裝配時，節點1與節點4使用與螺栓相同材料和直徑的梁單元相連，節點2與節點3共節點連接。如被連接件為殼單元模型，則節點1與節點2重合，節點2和節點4使用與螺栓相同材料和直徑的梁單元相連，節點2與節點3共節點連接。

懸置剛度由試驗測得。除殼體外，總成內部部件等效質量、慣量在動力總成質心位置簡化。

螺栓連接件如圖9所示，對于部分特殊情況，處理方式為：

a. 若部件1與部件2連接區域小于2.5倍螺栓直徑，則按照連接區域最大原則處理（選擇區域小的全部接觸區域）；

b. 若螺栓與部件1之間的連接區域小于螺帽，按照最小原則處理（選擇螺栓螺帽區域）。

4 減速器總成瞬態虛擬仿真分析

利用多體動力學模型計算獲得軸承處3個方向的軸承力，并輸入有限元模型，計算時長為6 s，將瞬態響應分析結果與試驗結果進行對比。

試驗在平直瀝青路面進行，減速器放油塞處粘貼三向加速度傳感器，在車速10 km/h時快速踩下加速踏板，然后迅速抬起踏板，間隙時間大于3 s，重復上述動作，記錄電機扭矩和振動信號。

計算輸入端使用試驗采集的電機轉速信號，獲取6個軸承處3個方向的軸承力，利用Nastran軟件對動力總成殼體進行瞬態仿真分析，仿真與試驗結果如圖10所示。

計算結果與試驗結果趨勢一致，故可以在整車產品開發早期階段對整車Clunk噪聲問題進行初步分析優化。受模型間隙非線性、摩擦非線性和結構非線性影響，仿真結果的振動加速度幅值存在一定誤差。

5 結束語

本文對考慮間隙的純電動乘用車傳動系統進行了動力學建模，構建了花鍵、軸齒、球籠等部件的間隙模型，并用有限元方法建立了總成模型，對螺栓連接建模方式進行了規定，同時考慮了懸置剛度。通過多體動力學分析獲得6個軸承處3個方向的力，輸入有限元總成模型中進行了瞬態響應分析，分析結果顯示，試驗結果和計算結果趨勢一致，說明了本文建模和分析流程對間隙設計和扭矩控制具有一定的參考意義。

由于系統阻尼、結構、摩擦非線性等對瞬態性能的影響較為復雜，仿真計算結果存在一定誤差，后續需進行更精細的仿真模型調試和試驗驗證。

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（責任編輯 斛 畔）

修改稿收到日期為2024年10月26日。