黃詳

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某純電動客車雙輪轂電機(jī)驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)設(shè)計與疲勞分析

黃詳

（上?？坡囕v部件系統(tǒng)股份有限公司，上海 201815）

相對于集中式和雙輪邊式電驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)，雙輪轂電機(jī)驅(qū)動方案更能提高傳動效率，節(jié)約能源。文章以某純電動客車雙輪轂電機(jī)后驅(qū)動橋?yàn)檠芯繉ο?，采用CATIA三維軟件進(jìn)行驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)設(shè)計，根據(jù)車輪接地點(diǎn)力工況，采用HyperWorks軟件校核剛強(qiáng)度；結(jié)合疲勞累積損傷理論，通過線性靜態(tài)循環(huán)工況評估該驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)件的疲勞損傷，以期達(dá)到疲勞壽命要求。研究表明：此驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)可以滿足低地板寬通道、剛強(qiáng)度及疲勞壽命的理論設(shè)計要求。

純電動客車；輪轂電機(jī)；驅(qū)動橋；剛強(qiáng)度；疲勞損傷

前言

純電動公交車普遍采用集中驅(qū)動橋方案，即采用電機(jī)替代原發(fā)動機(jī)位置通過傳動軸總成提供動力給整體式驅(qū)動橋主減速器，然后通過整體式驅(qū)動橋主減速器向兩邊車輪輸入動力。受到整體式驅(qū)動橋主減結(jié)構(gòu)、電機(jī)以及傳動軸總成的限制，后橋位置的車內(nèi)底板較高，不方便乘客上、下車，總體占用空間比較大。目前市場克服以上技術(shù)的不足，11米以上公交車多數(shù)采用雙輪邊電驅(qū)動方案，更高一級為采用雙輪轂電機(jī)為驅(qū)動方案。

相比于傳統(tǒng)驅(qū)動系統(tǒng)方案，輪轂直驅(qū)可以從根本上改善動力傳動，且省掉部分傳動部件，提高效率。據(jù)某輪轂電機(jī)廠公布數(shù)據(jù)，雙輪轂電機(jī)效率比雙輪邊電機(jī)效率可以提高12.5%。雖然輪轂電機(jī)是未來純電動客車的主流驅(qū)動產(chǎn)品，因輪轂電機(jī)集中布置在輪輞內(nèi)，結(jié)構(gòu)緊湊，受力復(fù)雜，導(dǎo)致驅(qū)動橋殼結(jié)構(gòu)設(shè)計困難，且驅(qū)動橋殼作為為汽車重要的承載件和傳動件，是維系整個車輛運(yùn)行安全的關(guān)鍵部件，它的剛強(qiáng)度性能和疲勞壽命會直接影響汽車的有效使用壽命。故亟需匹配輪轂電機(jī)的驅(qū)動橋殼結(jié)構(gòu)開發(fā)。

應(yīng)用CATIA三維軟件建立類似U型結(jié)構(gòu)驅(qū)動橋殼模型，滿足整車低地板布置要求。根據(jù)車輪接地點(diǎn)力四種工況，采用HyperWorks軟件校核剛強(qiáng)度；在滿足剛強(qiáng)度要求的前提下，結(jié)合應(yīng)變疲勞和累積損傷理論，通過線性靜態(tài)循環(huán)工況計算該驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)件的疲勞損傷，以期達(dá)到疲勞壽命要求。

1 結(jié)構(gòu)設(shè)計

1.1 設(shè)計要求

設(shè)計邊界如圖1所示，以整車寬度≤2550mm，離地間隙≥135mm為前提要求，滿足《GB/T 19260低地板及低入口城市客車結(jié)構(gòu)要求》標(biāo)準(zhǔn)要求，后橋通道寬≥500mm，通道縱向坡度控制在8%以內(nèi)。

圖1 設(shè)計邊界

1.2 驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)方案

圖2 驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)設(shè)計

圖3 驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)設(shè)計

根據(jù)邊界條件輸入，采用CATIA三維軟件進(jìn)行驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)設(shè)計，如圖2～3所示，初期設(shè)計為焊接結(jié)構(gòu)驅(qū)動橋殼，經(jīng)過計算發(fā)現(xiàn)無法滿足剛度要求，故考慮鑄件結(jié)構(gòu)橋殼。驅(qū)動橋主體結(jié)構(gòu)主要包括兩邊的承載座，中間支架及C型臂。輪轂電機(jī)通過螺栓連接在承載座軸頭上，中間支架通過兩端螺栓聯(lián)接在承載座上，形成整體式驅(qū)動橋殼。為提高驅(qū)動橋的整體剛度，中間支架采用類似箱體設(shè)計，這樣能夠增加支架的抗彎能力，還對制動器總成起到防塵防護(hù)的作用。支架中間部分設(shè)有V推支座用于連接V型推力桿；制動器總成和制動盤連接在兩邊的承載座內(nèi)腔，且承載座頂端設(shè)有多個腰型孔，有利于制動盤的散熱；承載座上端部分設(shè)有推力桿座，用于連接縱向推力桿總成；C型臂前后對稱布置在兩邊的承載座上，用于連接空氣彈簧和減振器總成，起到整車承載和減振功能。驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)初步設(shè)計方案滿足離地間隙設(shè)計輸入≥135mm，通道寬≥500mm的要求。

2 剛強(qiáng)度分析

2.1 材料定義

如表1所示，承載座及中間支架材料為ZGD650-830，C型臂為QT450-10。輪轂電機(jī)連接承載座的主軸材料和連接標(biāo)準(zhǔn)件為42CrMo，其余零件材料為Q345。

表1 材料參數(shù)

2.2 有限元模型

如圖4所示，主要結(jié)構(gòu)件采用2階四面體單元（高應(yīng)力區(qū)局部細(xì)化單元），連接螺栓采用rigidlink+beam+rigidlink單元模擬，推力桿球鉸均采用Bush單元模擬，推力桿不作為研究對象，故簡化為1D梁單元，其他連接部分均采用一對多形式的rbe2單元模擬。加載點(diǎn)連接采用rbe2單元將連接法蘭螺孔耦合于車輪接地點(diǎn)及輪心。上、下推力桿與車架連接點(diǎn)約束X、Y、Z向位移自由度，C型臂氣囊支座安裝面中心點(diǎn)處約束Z向位移。車輪接地點(diǎn)和輪心處分別加載響應(yīng)的載荷。具體加載力見表2所示。

圖4 有限元模型

2.3 邊界條件

在底盤零部件的強(qiáng)度校核中，通常采用汽車直線行駛時車輪接地點(diǎn)的受力作為載荷施加。在工程計算上，根據(jù)受力的方向一般選取四種典型工況，下面為各工況理論推導(dǎo)：

2.3.1 垂向力工況

用于靜強(qiáng)度計算時，最大垂向力工況車輪與路面接觸點(diǎn)處的垂直力可以用F2表示，考慮到分析對象為后驅(qū)動橋，縱向力F2在沒有動力參數(shù)輸入的情況下，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)可按最大附著力F的三分之一進(jìn)行計算，此時側(cè)向力F2等于F1。

其中：

k2：靜強(qiáng)度垂向動載系數(shù)，根據(jù)輪胎垂直剛度，取值為2.4；

F0r：后車輪滿載靜載荷，取值為67300N；

：附著系數(shù)，一般取值為0.8；

用于耐久性計算時，垂直力用FZ1表示，此時側(cè)向力和縱向力忽略；

其中：

k1：耐久性垂向動載系數(shù)，根據(jù)輪胎垂直剛度，取值為1.4。

2.3.2 側(cè)向力工況

用于靜強(qiáng)度計算時，最大側(cè)向力工況按直線行駛工況進(jìn)行計算，而不是按照在車輪與路面極限附著系數(shù)下的轉(zhuǎn)彎行駛工況確定，是因?yàn)樵谵D(zhuǎn)彎行駛時，在外輪上的作用的垂直力和側(cè)向力都比較大，但是它們引起的彎矩方向卻具有相反的方向，即相互抵消，造成合成彎矩的減小。此時最大側(cè)向力可以用F2表示，且由于側(cè)向力的最大值不會與垂直力的最大值同時出現(xiàn)，因此垂向力F2等于F1，縱向力F2在沒有動力參數(shù)輸入的情況下，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)可按二分之一的最大附著力Fμ計算。

其中：

μ2：靜強(qiáng)度側(cè)向力系數(shù)，根據(jù)后車輪滿載靜載荷，取值為0.31；

用于耐久性計算時，側(cè)向力用F1表示，垂向力F1為后車輪滿載靜載荷F，此時縱向力忽略。

其中：

μ1：耐久性側(cè)向力系數(shù)，根據(jù)后車輪滿載靜載荷，取值為0.15。

2.3.3 制動力工況

由于制動時軸荷轉(zhuǎn)移的作用，后軸上的垂直負(fù)荷減小，用于靜強(qiáng)度計算時，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，最大制動力F2等于最大附著力F，汽車后輪與路面接觸點(diǎn)處的垂向力F2應(yīng)為F0r，側(cè)向力進(jìn)行忽略。

用于耐久性計算時，汽車后輪與路面接觸點(diǎn)處的垂向力F1可為F0r，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，縱向力F1可按四分之一的最大附著力F計算，側(cè)向力進(jìn)行忽略。

2.3.4 驅(qū)動力工況

由于驅(qū)動時軸荷轉(zhuǎn)移的作用，后軸上的垂直負(fù)荷會增加，用于靜強(qiáng)度計算式，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，最大驅(qū)動力F2等于1.1倍后車輪滿載靜載荷F0r，汽車后輪與路面接觸點(diǎn)處的垂向力F2為F1，側(cè)向力可忽略不計。

用于耐久性計算時，汽車后輪與路面接觸點(diǎn)處的垂向力F1可為F0r，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，縱向力F1可按三分之一的最大附著力F計算，側(cè)向力進(jìn)行忽略。

表2 各工況車輪接地點(diǎn)加載力

2.4 剛度分析

圖5 剛度分析

如圖5所示，驅(qū)動橋殼最大變形量為2.11mm。按《QC/T 534標(biāo)準(zhǔn)驅(qū)動橋殼垂直彎曲剛性試驗(yàn)評價指標(biāo)》要求，滿載軸荷時每米輪距最大變形不超過1.5mm；該驅(qū)動橋輪距為1.9m，橋殼允許最大變形為≤2.85mm；故該結(jié)構(gòu)滿足剛度要求。

2.5 強(qiáng)度分析結(jié)果

考慮到承受載荷類型，使用條件，制造誤差等因數(shù)，確保零件在實(shí)際使用過程中不發(fā)生失效，根據(jù)工程經(jīng)驗(yàn)，安全系數(shù)一般≥1.5。如表3所示，在后處理軟件Hyperview中查看等效應(yīng)力，獲得驅(qū)動橋殼的應(yīng)力結(jié)果，最大應(yīng)力均不超過材料ZGD650-830的屈服強(qiáng)度650MPa，安全系數(shù)都在1.5以上，故該結(jié)構(gòu)滿足強(qiáng)度要求。

表3 強(qiáng)度分析結(jié)果

3 疲勞分析

3.1 方法與理論

考慮到節(jié)約新產(chǎn)品開發(fā)的成本以及縮短開發(fā)周期，需對驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)進(jìn)行疲勞損傷預(yù)估。疲勞累積損傷理論是基于當(dāng)部件工作應(yīng)變大于疲勞極限應(yīng)變，部件每一次應(yīng)變循環(huán)后均發(fā)生一定量的損傷，當(dāng)損傷量累積到臨界值時，部件發(fā)生疲勞破壞。

圖6為應(yīng)變疲勞分析流程。載荷值取自本文表2中各耐久性工況，并提交OptiStruct求解器進(jìn)行求解，獲得不同工況下應(yīng)變結(jié)果，導(dǎo)入nCode designlife軟件中作為疲勞分析中的應(yīng)變場。如表4所示，以世界重型商用車輛瞬態(tài)循環(huán)為基礎(chǔ)，調(diào)整加速度和減速度行程的駕駛循環(huán)為參考，結(jié)合本文分析的純電動客車定位為城市客車（新能源公交車），市區(qū)比例占比100%，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，設(shè)定總循環(huán)公里數(shù)為100萬公里以及每10公里出現(xiàn)的次數(shù)。在經(jīng)過相應(yīng)的循環(huán)周期后，得出應(yīng)變疲勞累積損傷值，以評估驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)疲勞損傷是否滿足要求。

圖6 應(yīng)變疲勞分析流程

表4 工況循環(huán)設(shè)置

3.2 疲勞損傷結(jié)果

假設(shè)各工況應(yīng)變引起的疲勞損傷進(jìn)行線性疊加，而某工況應(yīng)變造成的疲勞損傷與該工況應(yīng)變所施加的循環(huán)數(shù)n和在同一應(yīng)變下直至發(fā)生破壞時所需的循環(huán)數(shù)N的比值成正比，比值n/N一般稱為損傷比。很顯然，多種工況加載，則認(rèn)為總損傷等于各損傷比的總和，且當(dāng)損傷比總和等于1時發(fā)生破壞，用公式來表示即為：

如圖7所示，最大累積損傷值為0.163，出現(xiàn)在兩端承載座上的軸頭座根部，其余部分累積損傷值極小，損傷累積未達(dá)到臨界值1，故認(rèn)為本文所設(shè)計驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)滿足疲勞壽命要求。

圖7 疲勞損傷結(jié)果

4 結(jié)論

上述計算結(jié)果表明該驅(qū)動橋結(jié)構(gòu)最小離地間隙≥135 mm，通道寬≥500mm；垂直彎曲變形為2.11mm，小于國家標(biāo)準(zhǔn)要求值；構(gòu)件安全系數(shù)均在一般要求的1.5以上，累計疲勞損傷值遠(yuǎn)小于1。

綜上所述，可得到以下結(jié)論：

（1）該雙輪轂電機(jī)驅(qū)動橋方案滿足低地板寬通道要求，橋殼結(jié)構(gòu)達(dá)到要求的剛強(qiáng)度和 疲勞性能指標(biāo)。

（2）該設(shè)計方案為輪轂電機(jī)驅(qū)動橋布置提供了一個方向，具有一定的參考價值。同時，性能校核方法為雙輪轂電機(jī)驅(qū)動橋開發(fā)提供了理論依據(jù)，為后續(xù)開發(fā)工作打下基礎(chǔ)。

（3）如圖8所示，為某輪轂電機(jī)匹配本文所設(shè)計產(chǎn)品的案列。

圖8 產(chǎn)品設(shè)計圖

[1] 王霄鋒.汽車底盤設(shè)計[J].北京:清華大學(xué)出版社,2010.

[2] [德]約森·賴姆佩爾（著）.懸架元件及底盤力學(xué).王瑄（譯）,朱德照（校）.長春:吉林科學(xué)技術(shù)出版社,1992.

[3] 余志生.汽車?yán)碚?5版.北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2009.3.

[4] 國家標(biāo)準(zhǔn)化管理委員會.汽車驅(qū)動橋臺架試驗(yàn)評價指標(biāo):QC.T 534 -1999[S].北京:中國標(biāo)準(zhǔn)出版社,1999.

[5] 國家標(biāo)準(zhǔn)化管理委員會.重型商用車輛燃燒消耗量測量方法: GB/T 27840-2011 [S].北京:中國標(biāo)準(zhǔn)出版社,2011.

[6] 國家標(biāo)準(zhǔn)化管理委員會.低地板及低入口城市客車結(jié)構(gòu)要求: GB/T 19260-2017 [S].北京:中國標(biāo)準(zhǔn)出版社,2017.

[7] 成大先.機(jī)械設(shè)計手冊.第1卷.五版.北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2007.11.

Structural Design and Fatigue Analysis of a Double-Wheel Motor Driven Bridge of a Pure Electric Bus

Huang Xiang

（Shanghai Komman Vehicle Component Systems Stock Co. Ltd, Shanghai 201815）

Compared with the centralized and double-wheeled electric drive axle structure,the double in-wheel motor drive scheme can improve transmission efficiency and save energy.In this paper, a rear drive axle of full electric bus with the double in-wheel motor is taken as the research object. The CATIA three-dimensional software is used to design the drive axle structure. According to the grounding point force condition of the wheel, the Hyperworks software is used to assess the stiffness and strength; combined with the fatigue accumulation damage theory, in order to meet the fatigue life require -ment, the fatigue damage of the drive axle structural member is evaluated by the linear static duty cycle. The study shows that this drive axle structure can meet the theoretical design requirements of low floor, wide channel, stiffness and strength and fatigue life.

Full electric bus; In-wheel motor; Drive axle; stiffness and strength; fatigue damage

U469.72

A

1671-7988(2019)09-03-05

U469.72

A

1671-7988(2019)09-03-05

黃詳 (1985-)，男，本科，工程師，就職于上?？坡囕v部件系統(tǒng)股份有限公司，主要從事客車底盤設(shè)計與分析。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2019.09.001