聶高法,時(shí)培成,孫陽(yáng)敏,彭閃閃,張 軍

(安徽工程大學(xué)機(jī)械與汽車工程學(xué)院,安徽蕪湖 241000)

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輪轂驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車懸架創(chuàng)新設(shè)計(jì)與優(yōu)化

聶高法,時(shí)培成?,孫陽(yáng)敏,彭閃閃,張 軍

(安徽工程大學(xué)機(jī)械與汽車工程學(xué)院,安徽蕪湖 241000)

摘要:為了改善輪轂驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車懸架垂向振動(dòng)特性,建立輪轂驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車1/4車輛動(dòng)力學(xué)模型,在Matlab/Simulink中進(jìn)行仿真分析．首先,對(duì)比原車懸架,研究輪轂電機(jī)轉(zhuǎn)矩波動(dòng)對(duì)車輛垂向振動(dòng)特性的影響．其次,將輪轂電機(jī)利用彈簧阻尼器與輪轂彈性連接,使輪轂電機(jī)變成類簧載質(zhì)量,并優(yōu)化懸架參數(shù)．最后,對(duì)優(yōu)化前后的1/4車輛動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行對(duì)比分析．仿真表明,優(yōu)化后的懸架系統(tǒng)使得車身垂向振動(dòng)特性優(yōu)于電機(jī)與輪轂剛性連接的懸架,研究結(jié)果為改善輪轂電機(jī)電動(dòng)汽車垂向振動(dòng)特性提供了依據(jù)．

關(guān) 鍵 詞:電動(dòng)汽車;輪轂電機(jī);懸架;優(yōu)化

輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)形式被業(yè)界稱為電動(dòng)車輛終極驅(qū)動(dòng)形式,由于其四輪驅(qū)動(dòng)力矩獨(dú)立可控、轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速易于測(cè)得,因此,在穩(wěn)定性、主動(dòng)安全控制和節(jié)能方面相比于現(xiàn)有傳統(tǒng)電動(dòng)汽車(只有一個(gè)集中大電機(jī)驅(qū)動(dòng)方式)具有顯著的優(yōu)勢(shì),也是研究新一代車輛控制技術(shù)、探索車輛動(dòng)力學(xué)性能的理想載體,已成為世界各大汽車公司和科研院所的研究熱點(diǎn)[1-2]．

但輪轂驅(qū)動(dòng)在實(shí)際應(yīng)用中還存在諸多挑戰(zhàn):第一,輪轂電機(jī)與輪轂結(jié)合增加了車輛非簧載質(zhì)量,惡化了車輛行駛平順性和安全性;第二,因電機(jī)直接或經(jīng)過(guò)減速機(jī)構(gòu)與車輪固連,易受路面激勵(lì)而產(chǎn)生較大振動(dòng),既可能加劇定子與轉(zhuǎn)子間的磁隙波動(dòng),也將縮短電機(jī)結(jié)構(gòu)的工作壽命;第三,因省去傳統(tǒng)內(nèi)燃機(jī)驅(qū)動(dòng)車輛的傳動(dòng)系統(tǒng),電機(jī)力矩波動(dòng)直接作用于車輪,可能引起懸架前后方向共振以及整個(gè)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)問(wèn)題．因此,開(kāi)展輪轂驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車垂向振動(dòng)機(jī)理及抑制方法研究具有重要意義,相關(guān)研究成果將為輪轂驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車的開(kāi)發(fā)提供設(shè)計(jì)理論與方法[3-4]．

采用低速外轉(zhuǎn)子輪轂電機(jī),建立輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)車1/4車輛動(dòng)力學(xué)模型,在Matlab/Simulink中進(jìn)行仿真,分析輪轂電機(jī)轉(zhuǎn)矩波動(dòng)對(duì)簧載質(zhì)量垂向振動(dòng)的影響,創(chuàng)新設(shè)計(jì)輪轂電機(jī)減振系統(tǒng)并進(jìn)行參數(shù)優(yōu)化,以改善輪轂電機(jī)轉(zhuǎn)矩波動(dòng)對(duì)車輛平順性的影響．

圖1 輪轂驅(qū)動(dòng)汽車1/4車輛垂向振動(dòng)模型

1 輪轂驅(qū)動(dòng)汽車垂向動(dòng)力學(xué)模型

1．1 1/4車輛垂向振動(dòng)模型的建立

輪轂驅(qū)動(dòng)汽車動(dòng)力學(xué)模型由車輛懸架模型和輪轂電機(jī)轉(zhuǎn)矩輸入兩部分組成．經(jīng)過(guò)簡(jiǎn)化的含有輪轂電機(jī)的1/4車輛垂向振動(dòng)模型如圖1所示．由圖1可知,m1為非簧載質(zhì)量(不含輪轂電機(jī)質(zhì)量);m2為簧載質(zhì)量;m3為輪轂電機(jī)質(zhì)量;k1、c1為輪胎剛度和阻尼;k2、c2為車輛懸架剛度和阻尼;y0、y1和y2為路面不平度、車輪和車身的位移;Ft為輪胎接地力的波動(dòng)量;Fn為簧載質(zhì)量的振動(dòng)輸入．依據(jù)圖1,車輛垂向振動(dòng)動(dòng)力學(xué)方程為:

車輛垂向振動(dòng)模型參數(shù)初步選取數(shù)值如表1所示．

表1 1/4車輛垂向振動(dòng)模型參數(shù)

1．2 輪轂電機(jī)轉(zhuǎn)矩波動(dòng)動(dòng)力學(xué)模型

采用永磁同步電機(jī)作為驅(qū)動(dòng)單元,考慮電流傳感器的直流偏移誤差．

在ABC坐標(biāo)系中,電機(jī)三相電流方程式為:

在正弦分布電機(jī)磁場(chǎng)下,電磁轉(zhuǎn)矩表達(dá)式為:

電機(jī)轉(zhuǎn)矩波動(dòng)為:

1．3 路面隨機(jī)輸入仿真模型

國(guó)際道路不平度試驗(yàn)中規(guī)定,沿著車輛的行駛方向,路面不平度定義為行駛道路表面相對(duì)于理想平面的偏離[5]．路面功率譜密度函數(shù)能夠表示路面不平度能量在空間頻域的分布,其擬合表達(dá)式為:

式中,n為空間頻率(m－1),是波長(zhǎng)λ的倒數(shù);n0為參考空間頻率,n0＝0．1 m－1;Gq(n0)為參考空間頻率n0下的路面功率譜密度,稱為路面不平度系數(shù),其值取決于道路的路面等級(jí);W為頻率指數(shù),為雙對(duì)數(shù)坐標(biāo)上斜線的頻率,它決定路面功率譜密度的頻率結(jié)構(gòu)．

路面一般分為8個(gè)等級(jí)．在8個(gè)等級(jí)中,B級(jí)路面更接近現(xiàn)實(shí)路面,故選擇B級(jí)路面作為測(cè)試路面,根據(jù)式(8)在Simulink中建立B級(jí)路面譜仿真模型如圖2所示．

2 懸架垂向振動(dòng)仿真

2．1 輪轂電機(jī)轉(zhuǎn)矩波動(dòng)輸入下的仿真分析

根據(jù)式(7)在Matlab中建立輪轂電機(jī)轉(zhuǎn)矩波動(dòng)模型進(jìn)行仿真,設(shè)直流偏移誤差4A．得到電機(jī)轉(zhuǎn)矩波動(dòng)時(shí)域特性如圖3所示．

以輪轂驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車1/4車輛動(dòng)力學(xué)模型為研究對(duì)象,采用表1參數(shù),在輪轂電機(jī)轉(zhuǎn)矩波動(dòng)輸入下對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行激振仿真,探究由于輪轂電機(jī)的引入對(duì)懸架垂向振動(dòng)造成的影響,仿真結(jié)果如圖4所示．

非簧載質(zhì)量為45 kg(m1＋m3)時(shí),懸架在B級(jí)路面隨機(jī)波和輪轂電機(jī)轉(zhuǎn)矩波動(dòng)雙重激勵(lì)下車身垂向振動(dòng)加速度¨y2的功率譜密度對(duì)比圖如圖4所示．由圖4可知,在輪轂電機(jī)轉(zhuǎn)矩波動(dòng)影響下,車身垂向振動(dòng)加速度¨y2在9～18 Hz明顯增大,峰值從49 m2/s3上升到61 m2/s3,幅值在9 Hz左右的峰值增加將近24．5%．綜上所述,輪轂電機(jī)轉(zhuǎn)矩波動(dòng)對(duì)車輛的垂向振動(dòng)有較大影響,必須采取改進(jìn)懸架結(jié)構(gòu)或者優(yōu)化參數(shù),以改善輪轂驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車的平順性．

圖2 B級(jí)路面譜Simulink仿真模型

圖3 輪轂電機(jī)轉(zhuǎn)矩波動(dòng)時(shí)域特性

圖4 車身垂向振動(dòng)加速度¨y2功率譜

2．2 改進(jìn)的含有輪轂電機(jī)的1/4車輛垂向振動(dòng)模型

在電機(jī)與車輪和車身之間加入彈簧阻尼減振系統(tǒng),得到的1/4車輛垂向振動(dòng)模型如圖5所示．其動(dòng)力學(xué)方程為:

圖5 改進(jìn)的輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)1/4車輛垂向振動(dòng)模型

由圖5可知,m1為非簧載質(zhì)量(不含輪轂電機(jī)質(zhì)量);m2為簧載質(zhì)量;m3為輪轂電機(jī)質(zhì)量;k1、c1為輪胎剛度和阻尼;k2、c2為車輛懸架剛度和阻尼;y0、y1和y2分別為路面不平度、車輪和車身的位移;y4為電機(jī)位移;k3、c3為電機(jī)與車身間彈簧阻尼減振系統(tǒng)的彈簧剛度和阻尼系數(shù);c4、k4為電機(jī)與車輪間彈簧阻尼減振系統(tǒng)的彈簧剛度和阻尼系數(shù)．

2．3 懸架參數(shù)優(yōu)化

以車身垂向振動(dòng)加速度、懸架動(dòng)撓度和車輪動(dòng)載荷這3個(gè)指標(biāo)的均方根之和為優(yōu)化目標(biāo)[6],具體的目標(biāo)函數(shù)為:

其中,車身垂向振動(dòng)加速度的均方根值表達(dá)式為:

懸架動(dòng)撓度的均方根表達(dá)式為:

車輪相對(duì)動(dòng)載荷的均方根表達(dá)式為:

式中,Gq(n0)為路面譜均值,單位是m3;u是車輛速度,單位是m/s．

車輛垂向振動(dòng)模型參數(shù)的初值如表2所示．選取電機(jī)與車輪和車身之間彈簧阻尼減振系統(tǒng)的彈性剛度K3、K4,阻尼系數(shù)C3、C4為優(yōu)化變量[7-8]．考慮實(shí)際情況,選用17英寸的輪轂,由于將輪轂電機(jī)和制動(dòng)系統(tǒng)集成在輪轂上,對(duì)電機(jī)大小和安裝位置需要較高的尺寸要求．若電機(jī)外徑為350 mm,電機(jī)與車輪的相對(duì)位移限定在10 mm內(nèi),則約束條件為σy3－y1≤0．00 316 mm．

在Matlab中編寫程序,利用優(yōu)化工具patternsearch函數(shù)對(duì)上述模型進(jìn)行仿真,優(yōu)化結(jié)果如表3所示．由表3可知,優(yōu)化后的輪轂電機(jī)減振系統(tǒng)為電機(jī)與車輪之間保留彈簧阻尼減振系統(tǒng),輪轂電機(jī)與車身之間不設(shè)減振單元．經(jīng)優(yōu)化后的輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)1/4車輛垂向振動(dòng)模型如圖6所示．

表2 1/4車輛垂向振動(dòng)模型參數(shù)

表3 車輛垂向振動(dòng)模型懸架參數(shù)優(yōu)化結(jié)果

圖6 優(yōu)化后的輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)1/4車輛垂向振動(dòng)模型

2．4 輪轂電機(jī)懸架優(yōu)化模型的對(duì)比分析

把未安裝輪轂電機(jī)的車輛垂向振動(dòng)模型設(shè)為構(gòu)型1,將電機(jī)與車輪直接剛性連接的振動(dòng)模型設(shè)為構(gòu)型2,將優(yōu)化改進(jìn)的輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)1/4車輛垂向振動(dòng)模型設(shè)為構(gòu)型3．分別對(duì)車輪相對(duì)動(dòng)載荷、車身懸架動(dòng)撓度和車身垂向振動(dòng)加速度¨y2對(duì)B級(jí)路面激勵(lì)的傳遞特性進(jìn)行仿真,對(duì)比結(jié)果如圖7、圖8和圖9所示．

由圖7和圖8仿真結(jié)果可知,加入輪轂電機(jī)的振動(dòng)模型2的車輪相對(duì)動(dòng)載荷和車身懸架動(dòng)撓度均大于原始車輛懸架的振動(dòng)模型1,使振動(dòng)峰值大幅增加,且振動(dòng)峰值頻率從13～14 Hz降低到7～8 Hz．經(jīng)過(guò)改進(jìn)優(yōu)化的振動(dòng)模型3與電機(jī)和車輪直接剛性連接的振動(dòng)模型2相比,車輪相對(duì)動(dòng)載荷、車身懸架動(dòng)撓度均明顯降低了．

由圖9仿真結(jié)果可知,對(duì)比常規(guī)車輛懸架的構(gòu)型1與電機(jī)與車輪直接剛性連接的振動(dòng)構(gòu)型2可以看出,輪轂電機(jī)與輪轂的剛性連接增加了懸架非簧載質(zhì)量,振動(dòng)幅值大幅增加．在7 Hz左右,地面激勵(lì)對(duì)車身振動(dòng)的傳遞明顯增大．通過(guò)對(duì)懸架參數(shù)的優(yōu)化,由經(jīng)過(guò)改進(jìn)優(yōu)化的振動(dòng)構(gòu)型3可以看出,將輪轂電機(jī)質(zhì)量轉(zhuǎn)化為類簧上質(zhì)量后, 在7 Hz左右的幅值顯著下降,并且在4～30 Hz之間的幅值均小于模型1和模型2．由此可見(jiàn),改進(jìn)的懸架構(gòu)型使得輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)輪的垂向振動(dòng)特性優(yōu)于電機(jī)與輪轂剛性連接的懸架振動(dòng)特性,并且在超過(guò)7 Hz的頻率區(qū)域內(nèi)比無(wú)電機(jī)的原車輛懸架垂向振動(dòng)幅值更小,明顯改善了車輛的平順性．

圖7 車輪相對(duì)動(dòng)載荷對(duì)B級(jí)路面激勵(lì)的傳遞特性

圖8 車身懸架動(dòng)撓度對(duì)B級(jí)路面激勵(lì)的傳遞特性

圖9 車身垂向振動(dòng)加速度對(duì)B級(jí)路面激勵(lì)的傳遞特性

3 結(jié)論

對(duì)車輛1/4懸架振動(dòng)模型進(jìn)行仿真,分析輪轂電機(jī)轉(zhuǎn)矩波動(dòng)對(duì)汽車平順性的影響．仿真結(jié)果表明,輪轂電機(jī)轉(zhuǎn)矩波動(dòng)對(duì)車身垂向振動(dòng)加速度¨y2功率譜密度有明顯影響．在輪轂電機(jī)轉(zhuǎn)矩波動(dòng)影響下,車身垂向振動(dòng)加速度¨y2在9～18 Hz明顯增大,幅值在9 Hz左右的峰值增加將近24．5%．改進(jìn)設(shè)計(jì)的輪轂電機(jī)車輛懸架結(jié)構(gòu),在輪轂電機(jī)與車輪和車身之間加入彈簧阻尼減振器,將輪轂電機(jī)的非簧載質(zhì)量轉(zhuǎn)化為類簧載質(zhì)量,并優(yōu)化輪轂電機(jī)彈簧減振系統(tǒng)參數(shù),使得車輛懸架系統(tǒng)在大于7 Hz的頻率區(qū)域內(nèi)的振動(dòng)幅值都明顯降低,能改善車輛的行駛平順性．

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Innovative design and optimization of suspension of in-wheel-motor-driven electric vehicles

NIE Gao-fa,SHI Pei-cheng?,SUN Yang-min,PENG Shan-shan,ZHANG Jun
(College of Mechanical and Automotive Engineering,Anhui Polytechnic University,Wuhu 241000,China)

Abstract:To improve vertical performance of suspension of in-wheel-motor-driven electric vehicle,a quarter-car dynamic model of a electric vehicle drived by in-wheel motor was established and simulated in Matlab/Simulink．First,compared with the original vehicle＇s suspension,the effect of torque ripple to performance of vertical vibration of in-wheel motor was studied．Second,with in-wheel motor connected, by wheel hub elastically(using spring-damper)and turned into similar sprung mass,the suspension parameters were optimized．Finally,the quarter-car dynamic model before-and-after optimization was compared．The simulation results showed that the suspension after optimization was superior to the suspension with rigid connection between the motor and wheel hub in performance of vertical vibration．The results provided the basis for improving performance of vertical vibration of the in-wheel-motor-driven electric vehicle．

Key words:electric vehicle;in-wheel motor;suspension;optimization

中圖分類號(hào):U461．4

文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼:A

收稿日期:2015-11-03

基金項(xiàng)目:國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51575001)

作者簡(jiǎn)介:聶高法(1988-),男,安徽阜陽(yáng)人,碩士研究生．

通訊作者:時(shí)培成(1976-),男,安徽六安人,教授,博士．