沈紅丹　吳婉晴　高藝肖　徐靜　黎昌瑞

摘 要：輪轂電機(jī)因其具有傳動(dòng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，傳動(dòng)效率高等特點(diǎn)廣泛應(yīng)用于新能源汽車中。針對(duì)輪轂電機(jī)簧下質(zhì)量增加的難題，開展了對(duì)輪轂電機(jī)殼體輕量化設(shè)計(jì)的研究。本文通過對(duì)傳統(tǒng)輪轂電機(jī)與轉(zhuǎn)向節(jié)進(jìn)行受力分析，以一種新的殼體集成方式去解決在有限的輪內(nèi)空間內(nèi)增加輪轂電機(jī)的尺寸，并在此基礎(chǔ)上通過Hypermesh仿真軟件對(duì)模型進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)，優(yōu)化了殼體的應(yīng)力分布、消除了部分結(jié)構(gòu)的應(yīng)力集中現(xiàn)象、整體質(zhì)量減輕49.29%，優(yōu)化效果明顯。

關(guān)鍵詞：結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)優(yōu)化 輪轂電機(jī) 輕量化 有限元分析

1 引言

輪轂電機(jī)為整車驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)核心部件，具有結(jié)構(gòu)緊湊、傳動(dòng)效率高、整車布置靈活和驅(qū)動(dòng)控制獨(dú)立等優(yōu)點(diǎn)。這些特點(diǎn)在汽車上的應(yīng)用，使得未來新能源汽車在驅(qū)動(dòng)方面又有了一個(gè)新的發(fā)展方向。然而這項(xiàng)技術(shù)現(xiàn)階段仍面臨著一些亟待解決的問題，比如輪內(nèi)空間對(duì)于電機(jī)尺寸的限制、簧下質(zhì)量增加[1]對(duì)車輛性能造成的不利影響等。因此，開展輪轂電機(jī)殼體結(jié)構(gòu)的集成化設(shè)計(jì)以及輕量化研究具有重要意義。

現(xiàn)已有眾多研究者對(duì)輪轂電機(jī)進(jìn)行了輕量化研究。比如Y. Honkura等[2]使用了材料減重的方法，將輪轂電機(jī)原有的定子磁鐵材料替換為稀土永磁材料釹鐵硼，使得電機(jī)減重50%。Lidija B等[3]將遺傳算法與拓?fù)鋬?yōu)化相結(jié)合，對(duì)永磁同步電機(jī)進(jìn)行設(shè)計(jì)，減少磁鋼的用量以達(dá)到減重的目的。程重力等[4]提出了電機(jī)殼體與車輪通過懸架系統(tǒng)相連的新型輪內(nèi)動(dòng)力吸振懸架構(gòu)型，并對(duì)系統(tǒng)分析優(yōu)化、提升了車輛穩(wěn)定性。雷磊[5]將電機(jī)定子支撐架和轉(zhuǎn)向節(jié)的復(fù)合材料進(jìn)行多目標(biāo)優(yōu)化，最后在滿足要求的情況下減輕了支撐架的重量。翟洪飛等[6]以質(zhì)量?jī)?yōu)化為目標(biāo)，對(duì)殼體結(jié)構(gòu)非承載區(qū)域進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化與結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，使殼體結(jié)構(gòu)系統(tǒng)質(zhì)量降低5.5%。辛雨等[7]以轉(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(duì)轉(zhuǎn)向節(jié)進(jìn)行降重優(yōu)化，優(yōu)化方案比原方案重量降低11.05%。

以上研究主要是在輪轂電機(jī)材料和設(shè)計(jì)方面進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)，而對(duì)輪轂電機(jī)殼體結(jié)構(gòu)的集成化設(shè)計(jì)以及輕量化研究較少，本研究首先建立了輪轂電機(jī)殼體模型，并對(duì)模型進(jìn)行靜應(yīng)力分析和模態(tài)分析，然后通過拓?fù)鋬?yōu)化對(duì)其進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)。

2 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及相關(guān)參數(shù)

轉(zhuǎn)向節(jié)式輪轂電機(jī)外殼是將傳統(tǒng)輪轂電機(jī)外殼與轉(zhuǎn)向節(jié)結(jié)合設(shè)計(jì)而成，是集成化后的產(chǎn)物。參考某汽車公司K系列純電動(dòng)客車的輪轂電機(jī)結(jié)構(gòu)進(jìn)行初步建模，如圖1所示為轉(zhuǎn)向節(jié)式輪轂電機(jī)殼體的初步建模。

根據(jù)車輛參數(shù)226/60R18輪胎，輪胎滾動(dòng)半徑為592.19mm大致可以確定輪轂電機(jī)選型，這里選用Protean公司生產(chǎn)的PD-18型永磁同步電機(jī)，懸架為麥弗遜式獨(dú)立懸架。輪轂電機(jī)詳細(xì)參數(shù)見表1所示。

對(duì)于輪轂電機(jī)殼體的選材選用ZL101鋁合金材料，它具有良好的力學(xué)性能，可鑄造性強(qiáng)、熱裂傾向好以及機(jī)械加工性能優(yōu)越。如表2所示為ZL101鋁合金的材料屬性。

3 初始模型前處理

3.1 模型網(wǎng)格劃分

轉(zhuǎn)向節(jié)式輪轂電機(jī)殼體不同于傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)形式。雖然大部分殼體依舊為回轉(zhuǎn)體，但存在部分凸臂，不便于直接二維劃分。這里可以選擇2mm為單位網(wǎng)格尺寸，2D網(wǎng)格面為三角形、3D網(wǎng)格面為四邊形進(jìn)行劃分。劃分完成之后可在tool中進(jìn)行網(wǎng)格質(zhì)量檢查，并對(duì)不合格單元進(jìn)行手動(dòng)修改。圖2所示即為網(wǎng)格劃分后的模型。

3.2 結(jié)構(gòu)分析及約束載荷

根據(jù)公式（1）可計(jì)算得出電機(jī)外殼連接懸架的上臂所受到的整車質(zhì)量為569.648kg、受到的重力靜載荷為5582.6N。

G1=（μG/2-Gm）×g （1）

式中G為汽車滿載時(shí)的重力載荷；μ為汽車前軸所占整車的質(zhì)量比；Gm為單個(gè)車輪的簧下載荷。

車輛啟動(dòng)時(shí)，電機(jī)的轉(zhuǎn)矩最大，此時(shí)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動(dòng)產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩作用到殼體上，殼體受到轉(zhuǎn)矩可見式（2）。由公式（2）可計(jì)算得到車輛啟動(dòng)時(shí)轉(zhuǎn)向節(jié)式輪轂電機(jī)殼體所受到轉(zhuǎn)矩為2750N·m。

Ts=Ks×Tm （2）

式中Ks為動(dòng)載系數(shù)，它的值可以參考集中式動(dòng)力總成數(shù)值為2.2；Tm為輪轂電機(jī)輸出的峰值轉(zhuǎn)矩。

約束：在連接件上對(duì)螺孔進(jìn)行全約束。殼體上的懸架減振器連接部位約束了沿X軸和Z軸的平動(dòng)和轉(zhuǎn)動(dòng)。殼體轉(zhuǎn)向拉桿連接處約束了沿Y軸方向的平動(dòng)和沿XZ軸方向的轉(zhuǎn)動(dòng)。殼體上的懸架擺臂約束沿XZ軸的平動(dòng)。

載荷：沿殼體懸架減振器螺栓孔向下的力以及殼體內(nèi)部電機(jī)驅(qū)動(dòng)或者加速時(shí)產(chǎn)生的轉(zhuǎn)矩。

4 初始模型有限元分析

4.1 靜力學(xué)分析

殼體在車輛滿載啟動(dòng)工況下的變形圖和應(yīng)力云圖。由該工況下的輪轂電機(jī)殼體變形量圖可知，殼體大變形區(qū)域主要集中在與懸架連接的上凸臂，最大變形量為0.0287mm，連接件處無太大的變形，整體形變量較小。在此工況下應(yīng)力集中在幾處凸臂與殼體連接部位和各凸臂裝配孔處，結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力為36.36MPa，小于材料的屈服應(yīng)力。其余殼體部分應(yīng)力大多在8.085MPa之下，有很大的材料去除空間。

4.2 模態(tài)分析

通過軟件分析可得殼體的前6階模態(tài)振型和頻率，如圖3。第一階模態(tài)振動(dòng)部位主要在轉(zhuǎn)向拉桿和殼體、發(fā)生繞Y軸的轉(zhuǎn)動(dòng)；第二階部位主要在右端蓋、發(fā)生沿著Z軸的平動(dòng)；第三階主要發(fā)生在右端蓋和殼體、發(fā)生沿著Z軸的平動(dòng)以及沿Y軸的平動(dòng)；第四階主要是兩端蓋的平動(dòng)和殼體沿Y軸的轉(zhuǎn)動(dòng)；第五階是左端蓋沿著X軸的平動(dòng)，形變量較大；第六階振動(dòng)部位主要發(fā)生在與連接件相接的外圍部分，輸出軸端蓋部分變形量較小。

如表3所示為殼體六階模態(tài)的頻率響應(yīng)值：

殼體受到來自電機(jī)的激勵(lì)頻率可由以下公式（3）計(jì)算：

f=n×p/60 （3）

式中為輪轂電機(jī)轉(zhuǎn)速，為電機(jī)的極對(duì)數(shù)。

根據(jù)選用的輪轂電機(jī)參數(shù)可知電機(jī)轉(zhuǎn)速最高可達(dá)到1600r/min、取為2帶入公式（3）計(jì)算可得電機(jī)激勵(lì)頻率為53.3HZ，考慮到電機(jī)可能會(huì)發(fā)生高頻振動(dòng)的情況。為使結(jié)果符合實(shí)際，可取五倍的激勵(lì)頻率，即266.5HZ。計(jì)算結(jié)果小于轉(zhuǎn)向節(jié)式輪轂電機(jī)殼體的一階固有頻率。

5 模型拓?fù)鋬?yōu)化

5.1 拓?fù)鋬?yōu)化模型重構(gòu)

為避免優(yōu)化結(jié)果不明顯或者優(yōu)化過度導(dǎo)致的模型錯(cuò)誤，必須要對(duì)優(yōu)化目標(biāo)施加約束。常見的結(jié)構(gòu)優(yōu)化約束有質(zhì)量、體積、變形等。這里可以約束殼體的體積最小，即所用材料最少、質(zhì)量最小。在響應(yīng)responses卡片下方的dconstraints中添加約束體積，上限設(shè)置為優(yōu)化結(jié)果保留原體積的20%。最大或最小成員尺寸是指優(yōu)化過程中網(wǎng)格單元密度為1所能允許的最大或最小尺寸。一般最小成員尺寸要大于3倍的單元網(wǎng)格平均尺寸。經(jīng)過多次的參數(shù)調(diào)整對(duì)比，最終選用小成員尺寸為5。一般最大成員尺寸要大于2倍的最小成員尺寸，這里最大成員尺寸定義為18。

根據(jù)拓?fù)鋬?yōu)化的結(jié)果即可進(jìn)行輪轂電機(jī)殼體的模型重建。重建模型如圖4。

5.2 重構(gòu)模型靜力學(xué)分析

對(duì)重建模型進(jìn)行靜力學(xué)和模態(tài)分析。如圖5為殼體結(jié)構(gòu)優(yōu)化后的變形和vonMises應(yīng)力云圖。優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)在該工況下的最大應(yīng)力為48.62MPa，大于優(yōu)化前的36.36MPa。結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力有所提升，但依舊小于材料的屈服應(yīng)力。殼體在減材后的靜力學(xué)分析結(jié)果滿足優(yōu)化條件。

5.3 重構(gòu)模型模態(tài)分析

圖6為轉(zhuǎn)向節(jié)式輪轂電機(jī)殼體結(jié)構(gòu)的六階模態(tài)振型。

模態(tài)分析結(jié)果顯示一階固有頻率為618.03HZ，與優(yōu)化之前的模型頻率相比稍微有點(diǎn)下降，但是殼體固有頻率依舊小于結(jié)構(gòu)所受的最大激勵(lì)頻率，可以保證殼體的可靠性。輪轂電機(jī)殼體質(zhì)量11.42Kg降到5.79Kg，減重49.29%。

5.4 強(qiáng)度校核

優(yōu)化后輪轂電機(jī)殼體質(zhì)量11.42Kg降到5.79Kg，減重49.29%。表4為優(yōu)化前后的數(shù)值對(duì)比。圖7為優(yōu)化前后六階頻率的對(duì)比。電機(jī)殼體依舊存在少部分的應(yīng)力集中現(xiàn)象，后續(xù)依舊需要對(duì)其進(jìn)行形狀和尺寸的控制優(yōu)化。

6 結(jié)語

本文通過SolidWorks軟件構(gòu)建輪轂電機(jī)的殼體模型，結(jié)合Hypermesh分析軟件，對(duì)初模型進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化。具體結(jié)論如下：

（1）優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)在該工況下的最大應(yīng)力為48.62MPa，大于優(yōu)化前的36.36MPa，結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力有所提升，但依舊小于材料的屈服應(yīng)力。（2）一階固有頻率為618.03HZ，與優(yōu)化之前的模型頻率781.61HZ相比略有下降，但依舊大于激勵(lì)頻率。（3）輪轂電機(jī)殼體質(zhì)量11.42Kg降到5.79Kg，減重49.29%，輕量化效果明顯。

教育部產(chǎn)學(xué)合作協(xié)同育人項(xiàng)目（No.220804422313802）基于快速控制原型的動(dòng)力電池管控課程改革。

教育部供需對(duì)接就業(yè)育人項(xiàng)目：智能網(wǎng)聯(lián)新能源汽車應(yīng)用型人才聯(lián)合培養(yǎng)，編號(hào)為20230102913。

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