辛 雨，劉 杰，鄒廣才，張 健，原誠寅 Xin Yu，Liu Jie，Zou Guangcai，Zhang Jian，Yuan Chengyin

驅(qū)動載荷輪轂電機(jī)轉(zhuǎn)向節(jié)輕量化設(shè)計

辛 雨1，劉 杰2，鄒廣才1，張 健2，原誠寅1
Xin Yu1，Liu Jie2，Zou Guangcai1，Zhang Jian2，Yuan Chengyin1

（1.北京新能源汽車技術(shù)創(chuàng)新中心有限公司，北京 100176；2. 北京新能源汽車股份有限公司，北京 100176）

輪轂電機(jī)轉(zhuǎn)向節(jié)承受電機(jī)驅(qū)動扭矩反力作用，并承受輪轂電機(jī)振動激勵，這與燃油車輛和集中式電驅(qū)動系統(tǒng)不同，需進(jìn)行重點(diǎn)研究和校核?；谡囏?fù)載和輪轂電機(jī)啟動扭矩，對轉(zhuǎn)向節(jié)進(jìn)行靜強(qiáng)度和模態(tài)、振動應(yīng)力校核，以輪轂電機(jī)驅(qū)動載荷下的性能為約束條件，以轉(zhuǎn)向節(jié)重量最小化為優(yōu)化目標(biāo)，對轉(zhuǎn)向節(jié)進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化分析，并參考拓?fù)鋬?yōu)化分析結(jié)果對轉(zhuǎn)向節(jié)進(jìn)行降重優(yōu)化，優(yōu)化方案相比原方案重量降低11.05%，優(yōu)化方案的靜強(qiáng)度和第1階模態(tài)頻率振動應(yīng)力均優(yōu)于原方案?？梢娸嗇炿姍C(jī)轉(zhuǎn)向節(jié)結(jié)構(gòu)性能校核必要而有效，今后將進(jìn)行實(shí)際樣件及試驗(yàn)校核。

驅(qū)動載荷；輪轂電機(jī)；轉(zhuǎn)向節(jié)；強(qiáng)度分析；輕量化設(shè)計

0 引 言

電動車中輪轂電機(jī)的轉(zhuǎn)向節(jié)其受力與燃油汽車和集中式驅(qū)動電動車有差異，需分析其載荷特點(diǎn)，并根據(jù)其載荷進(jìn)行輕量化設(shè)計；由于電動汽車對續(xù)航里程敏感，需盡量降低整車重量；通過拓?fù)鋬?yōu)化等手段可在滿足輪轂電機(jī)轉(zhuǎn)向節(jié)結(jié)構(gòu)性能要求的同時，獲得良好的輕量化設(shè)計[1]。

某款電動車由于對動力性、經(jīng)濟(jì)性需求較高，所以采用輪轂電機(jī)驅(qū)動方案。需對輪轂電機(jī)轉(zhuǎn)向節(jié)進(jìn)行結(jié)構(gòu)性能校核，保證其靜強(qiáng)度和疲勞耐久指標(biāo)滿足要求。相比傳統(tǒng)燃油汽車及集中式電驅(qū)動車輛，輪轂電機(jī)轉(zhuǎn)向節(jié)具有直接承受電機(jī)驅(qū)動扭矩沖擊和電機(jī)振動激勵的特點(diǎn)，分別對其進(jìn)行車輛啟動工況靜強(qiáng)度校核、模態(tài)分析及電機(jī)驅(qū)動載荷激勵分析，均滿足設(shè)計要求。根據(jù)整車性能需求，對轉(zhuǎn)向節(jié)進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化分析，并進(jìn)行輕量化設(shè)計，其優(yōu)化方案相比原方案減少1.0 kg，降重11.05 %，其靜強(qiáng)度性能和振動應(yīng)力沒有降低，滿足設(shè)計要求。

1 理論分析

某款分布式智能化純電動汽車的輪轂電機(jī)額定功率為60 kW，峰值扭矩為1 250 Nm，數(shù)量為4個，品牌選用Protean公司PD18。其形式為外轉(zhuǎn)子永磁同步電機(jī)，定子集成逆變器，無減速器。輪轂電機(jī)適配18寸輪輞，選用235/45 R18輪胎，輪胎滾動半徑為562.864 mm。輪轂電機(jī)集成線控制動系統(tǒng)，采用電機(jī)殼體集成安裝制動盤，轉(zhuǎn)向節(jié)安裝制動器方式進(jìn)行設(shè)計，轉(zhuǎn)向拉桿與轉(zhuǎn)向節(jié)相連；車輛懸架采用麥弗遜式，通過轉(zhuǎn)向節(jié)連接輪轂電機(jī)和懸架系統(tǒng)。整車及輪轂電機(jī)參數(shù)見表1。

表1 整車及輪轂電機(jī)參數(shù)

PD18輪轂電機(jī)及轉(zhuǎn)向節(jié)如圖1所示，減振器使用U型夾與轉(zhuǎn)向節(jié)上端2個固定螺栓孔相連，連接螺栓孔（1）承受車輛軸向載荷，并釋放上下自由度；輪轂電機(jī)定子與外轉(zhuǎn)子、輪輞、輪胎之間僅存在滾動方向自由度，并承受車輪驅(qū)動帶來的反扭矩；轉(zhuǎn)向節(jié)與輪轂電機(jī)定子連接的4個螺栓孔（2）僅釋放一個繞軸旋轉(zhuǎn)自由度；車輪在轉(zhuǎn)向拉桿的拉力作用下，可繞主銷擺動并進(jìn)行轉(zhuǎn)向，轉(zhuǎn)向拉桿與轉(zhuǎn)向節(jié)使用球鉸連接，轉(zhuǎn)向節(jié)連接位置（3）約束1個平動和2個轉(zhuǎn)動自由度，同時螺栓孔（1）和擺臂球鉸連接點(diǎn)（5）釋放繞軸旋轉(zhuǎn)自由度；輪轂電機(jī)制動盤和制動器只有在制動時接合，因此在制動工況時轉(zhuǎn)向節(jié)連接制動器的2個個螺栓孔（4）約束全部自由度，但在其他工況制動器脫開時，制動器連接螺栓孔不約束自由度；懸架擺臂與轉(zhuǎn)向節(jié)使用球鉸連接，擺臂與副車架端通過轉(zhuǎn)軸和襯套連接，擺臂可繞副車架連接位置旋轉(zhuǎn)，并約束連接點(diǎn)（5）2個方向的平動自由度。轉(zhuǎn)向節(jié)連接點(diǎn)及約束自由度見表2。

注：（b）中1、2、4為螺栓孔；3為轉(zhuǎn)向節(jié)連接位置；5為擺臂球鉸連接點(diǎn)。

表2 轉(zhuǎn)向節(jié)連接點(diǎn)及約束自由度

在傳統(tǒng)燃油發(fā)動機(jī)或集中式電驅(qū)動總成形式車輛中，轉(zhuǎn)向節(jié)強(qiáng)度主要計算越過不平路面、緊急制動和轉(zhuǎn)向側(cè)滑3個典型工況，及3個工況的不同組合。而在分布式輪轂電機(jī)驅(qū)動時，由于轉(zhuǎn)向節(jié)與輪轂電機(jī)直接相連，會直接承受輪轂電機(jī)驅(qū)動帶來的支反力或反扭矩。由電機(jī)扭矩施加特性可知，在低轉(zhuǎn)速全油門加速或車輛全油門啟動瞬間，轉(zhuǎn)向節(jié)承受扭矩最大，為電機(jī)峰值扭矩點(diǎn)，因此需對此時的轉(zhuǎn)向節(jié)靜強(qiáng)度進(jìn)行校核。另一方面，傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向節(jié)不承受動力總成振動載荷，主要承受懸架系統(tǒng)低頻振動，發(fā)生共振的幾率?。欢植际捷嗇炿姍C(jī)驅(qū)動車輛其轉(zhuǎn)向節(jié)與電機(jī)直接相連，受到電機(jī)振動激勵源影響，存在振動疲勞的風(fēng)險，需對轉(zhuǎn)向節(jié)模態(tài)及振動應(yīng)力進(jìn)行控制。

整車裝配完成后，懸架系統(tǒng)承受車輛重力載荷，車輛前輪轉(zhuǎn)向節(jié)承受前軸荷的一半載荷，計算公式為

車輛啟動全油門加速時，輪轂電機(jī)輸出峰值扭矩，此工況是輪轂電機(jī)驅(qū)動載荷下最嚴(yán)苛的設(shè)計工況；此時電機(jī)定子受到反向扭矩作用并傳遞到轉(zhuǎn)向節(jié)上，轉(zhuǎn)向節(jié)受到扭矩為

式中：s為動載系數(shù)，參考集中式動力總成啟動時動載系數(shù)，s=2.2；motor為輪轂電機(jī)輸出的峰值扭矩，motor=1 250 Nm；計算得到車輛啟動時轉(zhuǎn)向節(jié)承受的扭矩start=2 750 Nm。

2 靜強(qiáng)度計算

根據(jù)初步設(shè)計轉(zhuǎn)向節(jié)數(shù)模進(jìn)行網(wǎng)格處理，并賦予材料和屬性。轉(zhuǎn)向節(jié)使用40Cr合金鋼，材料屈服強(qiáng)度為785 MPa，彈性模量為2.11E+5 N/mm2，泊松比為0.27，密度為7.87E–9 t/mm3。轉(zhuǎn)向節(jié)結(jié)構(gòu)形狀復(fù)雜，使用四面體實(shí)體單元建模，模型如圖2所示，轉(zhuǎn)向節(jié)質(zhì)量為10.05 kg。在轉(zhuǎn)向節(jié)及連接零部件位置設(shè)置約束和載荷施加點(diǎn)及相應(yīng)數(shù)值。轉(zhuǎn)向節(jié)承受重力靜載荷和啟動扭矩，進(jìn)行線性靜強(qiáng)度計算，轉(zhuǎn)向節(jié)最大位移量為0.010 5 mm，最大應(yīng)力值為38.2 MPa，應(yīng)力較大位置處于轉(zhuǎn)向節(jié)連接位置、擺臂連接位置、電機(jī)定子連接螺栓孔位置等。轉(zhuǎn)向節(jié)應(yīng)力遠(yuǎn)小于材料屈服強(qiáng)度，啟動工況無轉(zhuǎn)向節(jié)斷裂或疲勞斷裂風(fēng)險。

圖2 轉(zhuǎn)向節(jié)仿真建模及靜強(qiáng)度計算

3 振動應(yīng)力計算

傳統(tǒng)燃油車輛或集中式電驅(qū)動車輛中，轉(zhuǎn)向節(jié)主要受到來自路面的振動激勵，一般在50 Hz以下；因此在負(fù)載情況下轉(zhuǎn)向節(jié)第1階固有頻率需高出70～100 Hz范圍；轉(zhuǎn)向節(jié)在滿足整車狀態(tài)下模態(tài)頻率要求時，不需要關(guān)注其振動應(yīng)力和振動疲勞問題，主要關(guān)注應(yīng)力本身隨時間循環(huán)的累積效應(yīng)。使用輪轂電機(jī)進(jìn)行設(shè)計，由于輪轂電機(jī)與轉(zhuǎn)向節(jié)通過螺栓連接在一起，電機(jī)振動激勵直接傳遞到轉(zhuǎn)向節(jié)，因此轉(zhuǎn)向節(jié)受到的振動激勵與電機(jī)振動相關(guān)，一般情況下難以避開共振頻率，因此需要關(guān)注轉(zhuǎn)向節(jié)振動應(yīng)力和振動疲勞問題。

外轉(zhuǎn)子輪轂電機(jī)PD18最高轉(zhuǎn)速max= 1 800 r/min，以其定子槽數(shù)（stator=72）激勵計算最高轉(zhuǎn)速下的激勵，作為電機(jī)輸出的最高振動頻率，通過式（3）計算可得最高頻率max=2 160 Hz。

依據(jù)轉(zhuǎn)向節(jié)實(shí)體建模結(jié)果，將整車在轉(zhuǎn)向節(jié)上的質(zhì)量載荷534.19 kg以點(diǎn)質(zhì)量的形式施加到轉(zhuǎn)向節(jié)上。如圖3所示，分析車輛啟動時轉(zhuǎn)向節(jié)在約束條件下的模態(tài)，1階頻率為302.63 Hz，在電機(jī)激勵頻率范圍內(nèi)（0～2 160 Hz），存在共振的風(fēng)險；轉(zhuǎn)向節(jié)2階共振頻率為3 151.52 Hz，大于2 160 Hz，不存在共振風(fēng)險。以扭矩載荷為激勵源，對轉(zhuǎn)向節(jié)進(jìn)行振動激勵，轉(zhuǎn)向節(jié)在共振頻率302.63 Hz下的振動應(yīng)力最大值為46.5 MPa，該振動應(yīng)力值遠(yuǎn)小于轉(zhuǎn)向節(jié)材料的屈服強(qiáng)度785 MPa，不存在共振斷裂和振動疲勞風(fēng)險。

4 降重優(yōu)化設(shè)計

轉(zhuǎn)向節(jié)設(shè)計滿足結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和振動應(yīng)力的要求，且應(yīng)力值較低，可進(jìn)行輕量化設(shè)計，最大限度降低整車重量，提高動力性、經(jīng)濟(jì)性和續(xù)航能力。降重優(yōu)化設(shè)計以轉(zhuǎn)向節(jié)的結(jié)構(gòu)性能不降低或稍微降低為限制，以拓?fù)鋬?yōu)化仿真作為降重優(yōu)化方向的設(shè)計參考；拓?fù)鋬?yōu)化仿真中以重量最小化為優(yōu)化設(shè)計目標(biāo)，以滿足驅(qū)動載荷下轉(zhuǎn)向節(jié)的靜強(qiáng)度和振動應(yīng)力為設(shè)計約束，仿真結(jié)果如圖4（a）所示，其中力的傳遞路徑主要為減振器連接位置到電機(jī)定子連接上部2個螺栓孔，轉(zhuǎn)向節(jié)連接位置到電機(jī)定子連接右部2個螺栓孔，擺臂連接位置到電機(jī)定子連接下部2個螺栓孔。根據(jù)拓?fù)鋬?yōu)化仿真結(jié)果，對轉(zhuǎn)向節(jié)進(jìn)行設(shè)計優(yōu)化，增加上述傳力路徑位置結(jié)構(gòu)厚度，減小非關(guān)鍵部位設(shè)計材料，主要為轉(zhuǎn)向節(jié)與電子定子連接的4個螺栓孔中間區(qū)域，并對轉(zhuǎn)向節(jié)與減振器連接的2個螺栓孔區(qū)域使用圓弧切除部分材料等。優(yōu)化后轉(zhuǎn)向節(jié)數(shù)模如圖4（b）所示，重量為9.05 kg，相比原設(shè)計減少1.0 kg，降重比率為11.05%。

圖4 轉(zhuǎn)向節(jié)拓?fù)鋬?yōu)化及降重方案

對優(yōu)化后的轉(zhuǎn)向節(jié)進(jìn)行驅(qū)動載荷下靜強(qiáng)度計算，如圖5（a）所示，約束、載荷與優(yōu)化前相同，優(yōu)化后最大位移量為0.009 9 mm，小于優(yōu)化前0.010 5 mm；優(yōu)化后最大應(yīng)力為37.8 MPa，小于優(yōu)化前38.2 MPa；從靜強(qiáng)度角度看，降重優(yōu)化設(shè)計方案優(yōu)于原設(shè)計方案。計算降重方案模態(tài)，如圖5（b）所示，第1階模態(tài)頻率為275.1 Hz，高于路面載荷激勵要求的70～100 Hz，但低于原設(shè)計方案302.63Hz，處于輪轂電機(jī)激勵頻率范圍（0～2 160 Hz），需要進(jìn)一步分析；第2階模態(tài)頻率為2 831.8 Hz，低于原設(shè)計方案3 151.52 Hz，但高于2 160 Hz，滿足要求。

圖5 降重方案的靜強(qiáng)度及模態(tài)

由于轉(zhuǎn)向節(jié)優(yōu)化后方案第1階模態(tài)高于路面載荷激勵范圍，低于輪轂電機(jī)最高激勵頻率，因此不需要考慮路面激勵共振問題，而需考慮驅(qū)動載荷振動激勵問題。采用與原方案相同的約束和載荷設(shè)置，計算優(yōu)化后轉(zhuǎn)向節(jié)在275.1 Hz下最高振動應(yīng)力為45.2 MPa，小于原設(shè)計方案46.5 MPa，滿足設(shè)計要求，如圖6所示。對比50～2 160 Hz頻率范圍內(nèi)原設(shè)計方案和降重優(yōu)化方案下應(yīng)力幅值，降重優(yōu)化方案應(yīng)力幅值總體呈降低趨勢，說明靜強(qiáng)度和抗振動性能有所提升，滿足設(shè)計要求。根據(jù)一般設(shè)計—仿真—試驗(yàn)對比經(jīng)驗(yàn)，單部件模態(tài)、強(qiáng)度仿真與試驗(yàn)的誤差一般在1%～8%之間，該仿真及優(yōu)化結(jié)果可應(yīng)用于實(shí)車驗(yàn)證。

圖6 降重方案振動應(yīng)力及各頻率下應(yīng)力

5 結(jié) 論

對輪轂電機(jī)轉(zhuǎn)向節(jié)進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化分析，獲得與原方案相同或相似結(jié)構(gòu)性能下的輕量化設(shè)計。采用降重優(yōu)化方案使轉(zhuǎn)向節(jié)降重11.05%，靜強(qiáng)度分析和驅(qū)動載荷第1階模態(tài)頻率下的振動應(yīng)力皆有所降低；50～2 160 Hz頻率范圍內(nèi)轉(zhuǎn)向節(jié)振動應(yīng)力總體呈下降趨勢，滿足設(shè)計目標(biāo)。根據(jù)前期仿真—試驗(yàn)誤差經(jīng)驗(yàn)值，降重方案可應(yīng)用于實(shí)車驗(yàn)證。

[1]雷磊. 電動汽車輪轂電機(jī)定子支撐架及轉(zhuǎn)向節(jié)拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計[D]. 北京：北京理工大學(xué)，2016.

2020-03-30

U469.72

A

10.14175/j.issn.1002-4581.2020.04.003

1002-4581（2020）04-0009-04