輪轂驅(qū)動系統(tǒng)對純電動汽車平順性的分析與優(yōu)化

胡廷輝 熊金峰 杜衛(wèi)彬 張衛(wèi)林 文

輪轂驅(qū)動系統(tǒng)對純電動汽車平順性的分析與優(yōu)化

胡廷輝 熊金峰 杜衛(wèi)彬 張衛(wèi)林 文

Analysis and Optimization on the Ride Comfort of an in-Wheel Driven Electric Vehicle

Abstra

In view of the in-wheel drive electric vehicles， due to the changes of unsprung mass， ride comfort is therefore influenced.A quarter vehicle dynamics model is established， and indicators to evaluate the ride comfort of such vehicles are derived based on the root mean square and amplitude-frequency characteristic of vertical response.A 12 meter in-wheel motor driven electric bus with air suspension system is taken as research object， and the above mentioned indicators are applied to analyze the effects of suspension stiffness and damping， with the aim to provide a range of feasible options for parameter matching and optimization of in-wheel driven electric vehicle suspension systems.

由于空氣懸架的剛度可以調(diào)整，當(dāng)車輛載荷發(fā)生變化時，根據(jù)制定的4個指標(biāo)來確定空氣懸架系統(tǒng)的最佳剛度，可以有效提升車輛性能。

采用輪轂驅(qū)動系統(tǒng)的電動汽車，在結(jié)構(gòu)上取消了傳統(tǒng)汽車的動力傳動系統(tǒng)，直接進(jìn)行車輪驅(qū)動，具有可操控性好、傳動損失低、車身內(nèi)部空間布置靈活、易于模塊化生產(chǎn)等諸多優(yōu)勢。伴隨我國新能源汽車產(chǎn)業(yè)的快速發(fā)展和國家對節(jié)能環(huán)保的切實(shí)需求，輪轂驅(qū)動系統(tǒng)將會得到快速發(fā)展。同時，非簧載質(zhì)量將會發(fā)生變化，使得車輛的垂向、橫向以及縱向力學(xué)特性發(fā)生顯著變化，從而對輪轂驅(qū)動電動車懸架系統(tǒng)的參數(shù)匹配與優(yōu)化提出了新的要求。因此，圍繞分析與評估輪轂驅(qū)動系統(tǒng)對汽車平順性、操縱穩(wěn)定性的影響，廣大研究工作者們進(jìn)行了大量的研究工作。本文結(jié)合業(yè)內(nèi)多位學(xué)者的分析研究，采用了組合優(yōu)化的算法，因求解的變量數(shù)目有限，在一定的計算精度內(nèi)，可對變量的所有可能的組合進(jìn)行遍歷計算。

平順性性能指標(biāo)

影響車輛平順性的因素很多，主要有車輛的振動、噪聲、加速度等。車輛的振動表現(xiàn)在垂直、橫向和縱向3個方向上，當(dāng)所處環(huán)境的振動頻率接近于器官固有頻率時，人體器官就會引起不舒適感。試驗(yàn)證明，人體對4～8 Hz的振動最敏感，為人體的第一共振區(qū)；10～12 Hz的振動次之，為人體的第二共振區(qū)；20～25 Hz的振動又次之，為人體的第三共振區(qū)。隨著振動頻率的增高，外界振動對人體生理反應(yīng)的影響程度逐步減弱。綜合車輛的性能參數(shù)，研究者們發(fā)現(xiàn)，汽車的共振頻率帶主要與人體的頭部和胸腔內(nèi)臟的共振頻率接近，而幾乎都落在上述3個共振區(qū)。車輛一旦發(fā)生振動，極易引起駕乘人員的不舒適感。因此，研究車輛的動態(tài)特性、降低系統(tǒng)的共振頻率、減弱人體敏感頻帶上的振動幅度非常必要。依據(jù)論文《客車空氣懸架系統(tǒng)優(yōu)化匹配技術(shù)與試驗(yàn)研究》，汽車平順性隨機(jī)輸入行駛試驗(yàn)條件下，車身加速度均方根值≤1.3 m/s2，汽車平順性脈沖輸入行駛試驗(yàn)條件下，車身加速度均方根值≤30 m/s2，這2個指標(biāo)作為電動車垂向的平順性性能指標(biāo)。

輪轂驅(qū)動車輛1/4車輛動力學(xué)模型

1.車輛動力學(xué)模型

輪轂驅(qū)動的電動車將輪轂電機(jī)、減速機(jī)構(gòu)、制動器等部件高度集成布置于車輪內(nèi)，將車輛的一部分質(zhì)量m3由簧上轉(zhuǎn)到簧下m1，使車輛非簧載質(zhì)量增加。為建立如圖1所示的1/4車輛簡化模型，特做出如下假設(shè)：電動汽車實(shí)際空間結(jié)構(gòu)基本對稱于縱軸線，懸架質(zhì)量分配系數(shù)接近1，且左、右車轍不平度函數(shù)相同。m1為除輪轂電機(jī)系統(tǒng)外的非簧載質(zhì)量，即車輪系統(tǒng)質(zhì)量（輪胎、車輪和制動器等）；m2為車輛簧載質(zhì)量；m3為輪轂電機(jī)系統(tǒng)質(zhì)量（對于非直接驅(qū)動，則含減速機(jī)構(gòu)的質(zhì)量）；q0為路面不平度；z1和z2分別為車輪和車身的垂向位移；k1、c1分別為輪胎垂向剛度和阻尼；k2、c2分別為懸架剛度和阻尼。

其車輛垂向振動方程為：

電動車輛的基本結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示，選取12 m空氣懸架大客車為研究對象，該車輛具有2軸，雙后輪輪轂驅(qū)動。

2.評價指標(biāo)

表1 電動車參數(shù)

圖1 1/4車輛模型。左側(cè)為傳統(tǒng)車輛模型，右側(cè)為輪轂驅(qū)動系統(tǒng)車輛動力學(xué)模型

在平順性方面，本文選取車輪相對動載荷、車輪垂向振動加速度、懸架動撓度和車身垂向振動加速度作為評價車輛懸架系統(tǒng)的性能指標(biāo)。車輪靜載荷為，依照汽車?yán)碚摷s定，車輪動載荷為考慮路面輸入，車輪相對動載荷的可表示為： 此外，依照汽車?yán)碚?，大客車的車身固有頻率推薦值為1.2～1.8 Hz，懸架靜撓度的推薦值為70～150 mm，懸架動撓度的限位行程推薦值為50～80 mm，懸架阻尼比的推薦范圍為0.2 ～0.4。對于城市客車而言，由于采用空氣彈簧，車輛的固有頻率與阻尼比較之鋼板彈簧客車有一定的區(qū)別。因此，本文中固有頻率f0可以選取0.8～2 Hz，相對阻尼比取0.2～0.8。另據(jù)《輪轂驅(qū)動電動車垂向特性及電機(jī)振動研究》顯示，增大懸架阻尼比有利于減小車輪相對動載荷、車輪與車身垂向運(yùn)動加速度以及車輛懸架動撓度等指標(biāo)的峰值，而共振頻率變化很小，因此本文將懸架阻尼比的可選范圍調(diào)整為如表2所示。因此，上述條件作為參數(shù)匹配與優(yōu)化的邊界限制條件。

參數(shù)影響分析

針對上述輪轂驅(qū)動車輛，根據(jù)車輛參數(shù)的取值范圍，分析了車輛參數(shù)匹配組合下各指標(biāo)對應(yīng)的均方根響應(yīng)，然后分析了主要參數(shù)的幅頻特性。

1.參數(shù)選取

各變量初值及其取值范圍見表2，換算后得到該車輛懸架剛度和懸架阻尼的變化范圍，本文中假設(shè)輪胎的剛度不變化。

圖2 模擬 B、C級路面譜幅值

2.路面激勵譜的確定

作為車輛振動輸入的路面不平度，主要采用路面功率譜密度描述其統(tǒng)計特性。在模擬道路試驗(yàn)時，均取試驗(yàn)中所采用的路面譜。1984年國際標(biāo)準(zhǔn)化組織在文件ISO/TC 108/SC2N67中提出的“路面不平度表示方法草案”和國內(nèi)由長春汽車研究所起草制定的GB 7031《車輛振動輸入-路面不平度表示》標(biāo)準(zhǔn)中，2個文件均建議路面功率譜密度 用公式（3）作為擬合表達(dá)式：

式中：n：空間頻率（m-1），是波長的倒數(shù)；n0：參考空間頻率，n0=0.1m-1； Gq（n0）：參考空間頻率下的路面功率譜密度值，它表明路面不平的程度，單位m3；w：頻率指數(shù)，決定路面功率譜密度的頻率結(jié)構(gòu)。 按照路面功率譜密度把路面的不平程度分為A-H 8個等級。本文選用的是安徽定遠(yuǎn)平順性試驗(yàn)專用路段，瀝青路面的等級為B級，砂石路面的等級為C級，其路面不平度系數(shù)分別為 64×10-6m3，256×10-6m3，試驗(yàn)速度分別為30 km/h和60 km/h，模擬路面在時域下的幅值特性如圖2所示。

3.均方根響應(yīng)分析

選取B級路面，在滿載情況下的車速為60 km/h，計算各指標(biāo)對應(yīng)的均方根響應(yīng)，由此分析車輛具體參數(shù)組合的影響，并充分考慮表2所述的邊界條件，結(jié)果如圖3所示。懸架剛度與懸架阻尼的匹配影響，圖中曲面分別表示車輪加速度、車身加速度、車輪相對動載荷與懸架撓度均方根值的三維視圖，底部平面曲線為其等高線，顏色由淺至深表明上述4個指標(biāo)的結(jié)果由差變好。

由圖3可知，懸架阻尼和剛度對車輪動載荷、車輪垂向振動加速度2個指標(biāo)影響趨勢一致，即懸架剛度對2個指標(biāo)的影響較小，增大阻尼利于減小這2個指標(biāo)的均方根值。對于車身加速度和懸架撓度而言，較小的懸架剛度比較有利，增大阻尼會使得懸架動撓度變小，但是對車身加速度帶來不利的影響。

但是，由于有表2所列的限制條件，懸架的剛度與阻尼不能夠在圖中所示的整個區(qū)域內(nèi)選取，因此，考慮限制條件后的可選區(qū)域如圖4所示，深色實(shí)線內(nèi)為可選區(qū)域的邊界線。此外，將懸架的動撓度作為輸出，分析優(yōu)化前與優(yōu)化后的結(jié)果，如圖5所示。優(yōu)化后，懸架動撓度的幅值較優(yōu)化前有明顯降低，其方均根值降低7.9%。同等情況下，C級路面下各指標(biāo)的均方根響應(yīng)趨勢與B級路面相同，懸架剛度與阻尼的可選區(qū)域相同，優(yōu)化后懸架動撓度的方均根值降低8.3%。

圖3 滿載情況下B級路面上60 km/h懸架剛度與懸架阻尼的匹配影響

圖4 滿載情況下懸架剛度與懸架阻尼的可選區(qū)域

表2 車輛重要參數(shù)初值及其取值范圍

此外，客車的載荷變化較大，研究了不同載荷情況下的響應(yīng)特性，其響應(yīng)趨勢與滿載情況下相同。在半載情況下，優(yōu)化后懸架動撓度的方均根值降低8.1%。對于城市客車而言，其日常運(yùn)行的路況較為固定。以B級路面為例，車身、車輪振動加速度的方均根值分別為0.7 m/s2和5.9 m/s2，低于第一節(jié)所述的1.3 m/ s2和30 m/s2，因此優(yōu)化后的車輛動態(tài)響應(yīng)滿足指標(biāo)要求。對于C級路面而言，車身、車輪振動加速度的方均根值分別為1.4 m/s2和11.7 m/s2。在脈沖輸入條件下，車身加速度的峰值均在30 m/s2范圍以內(nèi)，懸架動撓度的最大位移也在表2所示的范圍之內(nèi)。

圖5 滿載情況下B級路面上60 km/h時的懸架動撓度

圖6 車輪垂向加速度功率譜密度

4.相對幅頻特性分析

計算結(jié)果表明，不同懸架剛度、阻尼的配合對車身、車輪垂向振動加速度、懸架動撓度和車輪相對動載荷幅頻特性影響趨勢可總結(jié)如下：即減小車身的固有頻率f0、增大懸架的阻尼比ξ，有利于降低車身加速度、車輪相對動載荷及懸架動撓度響應(yīng)的幅值。對于輪轂驅(qū)動系統(tǒng)而言，有必要分析優(yōu)化前、后車輪垂向振動加速度的幅頻特性，結(jié)果如圖6所示：優(yōu)化后車輪垂向加速度的幅值得到了很大程度的降低，有效的降低了車輪負(fù)荷。

計算結(jié)果與文獻(xiàn)《輪轂驅(qū)動電動車垂向特性及電機(jī)振動研究》所述一致，評價指標(biāo)的均方根響應(yīng)分析用于整體評估，相對幅頻特性能直觀展示性能惡化的局部頻帶。因此，匹配輪轂驅(qū)動系統(tǒng)電動車輛各參數(shù)應(yīng)根據(jù)評價指標(biāo)的特殊要求來選取合理的分析方法。對于輪轂驅(qū)動系統(tǒng)，需要特別注意輪胎垂向振動對輪轂電機(jī)運(yùn)行的影響。電機(jī)的異常振動會引起定轉(zhuǎn)子磁隙變化，進(jìn)而影響輸出轉(zhuǎn)矩的平穩(wěn)性，惡化車輪的垂向振動。由于車身垂向加速度的最優(yōu)取值范圍與車輪垂向加速度的最優(yōu)取值范圍沖突，優(yōu)化車輪的垂向振動，會對車身的振動帶來不利的影響，但是結(jié)果在可接受范圍內(nèi)。

結(jié)論

依據(jù)1/4車輛垂向動力學(xué)模型，提出了以車輪相對動載荷、車輪垂向振動加速度、懸架動撓度及車身垂向振動加速度為基礎(chǔ)，用于評價車輛平順性的指標(biāo)。

在輪胎剛度、阻尼不變化的情況下，分析了懸架剛度和阻尼的不同組合對各性能均方根響應(yīng)的影響，并參考車輛實(shí)際的限制條件，推薦了上述參數(shù)的可行性選取區(qū)域。車身垂向加速度的最優(yōu)取值范圍與車輪垂向加速度、相對動載荷的最優(yōu)取值范圍沖突，降低輪轂驅(qū)動系統(tǒng)車輪的垂向振動，會對車身加速度帶來不利影響。由于空氣懸架的剛度可以調(diào)整，當(dāng)車輛載荷發(fā)生變化時，根據(jù)制定的4個指標(biāo)來確定空氣懸架系統(tǒng)的最佳剛度，可以有效提升車輛性能。