田海勇，羅鵬軍

電傳動(dòng)礦用自卸車輪邊電機(jī)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性研究

田海勇，羅鵬軍

（中車大同電力機(jī)車有限公司，山西 大同 037038）

礦區(qū)環(huán)境復(fù)雜，電傳動(dòng)礦用汽車的輪邊電機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)對整車動(dòng)力性、制動(dòng)性及平順性有極大影響，為了綜合路面激勵(lì)和電機(jī)自身激勵(lì)綜合分析驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性，采用數(shù)值仿真軟件建立輪邊電機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)模型，分析其在啟動(dòng)加速、平穩(wěn)運(yùn)行及制動(dòng)時(shí)的動(dòng)態(tài)特性，為了驗(yàn)證模型的準(zhǔn)確性進(jìn)行了實(shí)車實(shí)驗(yàn)。結(jié)果表明該輪邊電機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的輸出轉(zhuǎn)矩發(fā)生考慮波動(dòng)轉(zhuǎn)矩后會較大影響整車加速和制動(dòng)性能，常見車速的加速和減速性能會減弱5%，穩(wěn)定行駛階段差別不大。剛?cè)狁詈夏Ｐ湍芨鼫?zhǔn)確地描述驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)及整車動(dòng)力特性，對整車的設(shè)計(jì)有指導(dǎo)意義。

輪邊電機(jī)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)；動(dòng)態(tài)特性；轉(zhuǎn)矩脈動(dòng)；系統(tǒng)振動(dòng)

1 前言

輪邊電機(jī)系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)行駛的車輛在節(jié)能、環(huán)保和操縱性方面具有極大優(yōu)勢，電傳動(dòng)形式在礦用車輛中得到了極大應(yīng)用，礦用車輛的輪邊驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)將柴油機(jī)帶動(dòng)發(fā)電機(jī)而產(chǎn)生的電能轉(zhuǎn)化為動(dòng)能，經(jīng)輪邊減速器后直接驅(qū)動(dòng)車輪轉(zhuǎn)動(dòng)，輪邊驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的性能好壞直接決定了整車性能，對其動(dòng)態(tài)性能研究十分必要[1-3]。

輪邊電機(jī)驅(qū)動(dòng)－傳動(dòng)系統(tǒng)省略了機(jī)械設(shè)計(jì)中復(fù)雜的齒輪和軸的傳遞機(jī)構(gòu)，且綜合傳動(dòng)效率更高，但也存在著自身特殊問題：（1）輪邊系統(tǒng)位于懸架下方，因而加大了簧下質(zhì)量，對整車平順性破壞明顯；（2）對于常見異步電機(jī)存在諧波轉(zhuǎn)矩，產(chǎn)生轉(zhuǎn)矩脈動(dòng)[4-6]，脈動(dòng)轉(zhuǎn)矩難以消除，需要對其影響及不同工況進(jìn)行評價(jià)；（3）針對不同車輛應(yīng)用領(lǐng)域提出不同具體要求，比如礦用自卸車的長時(shí)上下坡工況要求輪邊驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)可長時(shí)在發(fā)電制動(dòng)模式下運(yùn)行。電動(dòng)汽車驅(qū)動(dòng)－傳動(dòng)系統(tǒng)一定程度上呈現(xiàn)出弱阻尼特性。消耗能量的同時(shí)，有可能引發(fā)共振，扭轉(zhuǎn)振動(dòng)等問題，進(jìn)一步影響整車動(dòng)力參數(shù)。

目前，國內(nèi)外學(xué)者對此已有較多的研究。文獻(xiàn)[7]中針對某燃料電池轎車驅(qū)動(dòng)傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性展開討論，重點(diǎn)考慮了齒輪間隙等非線性特性以對比結(jié)果差異。文獻(xiàn)[8]廣泛總結(jié)了輪邊驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)對車輛垂向性能影響，分析各種驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)特性及其研究現(xiàn)狀。文獻(xiàn)[9]對電動(dòng)車動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)建立了全扭轉(zhuǎn)振動(dòng)模型，旨在準(zhǔn)確描述整個(gè)電動(dòng)車輛的傳動(dòng)系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)。綜合目前常見研究可知，研究往往針對傳統(tǒng)汽車或者常見輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)汽車，對于大噸位大功率的特種車輛鮮有涉及且往往沒有結(jié)合整車特性進(jìn)行論述。

本文研究對象為大噸位大功率的礦用自卸車輪邊驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，對輪邊電機(jī)驅(qū)動(dòng)－傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行分析，采用數(shù)值分析方法搭建仿真模型，描繪考慮電動(dòng)機(jī)脈動(dòng)及剛?cè)狁詈夏Ｐ拖孪到y(tǒng)動(dòng)態(tài)特性，分析考慮電動(dòng)機(jī)自身轉(zhuǎn)矩波動(dòng)及傳動(dòng)系統(tǒng)的弱阻尼特性下實(shí)車的運(yùn)動(dòng)特性，對整車的設(shè)計(jì)有指導(dǎo)意義。

2 輪邊電機(jī)驅(qū)動(dòng)－傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性仿真

2.1 驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)介紹

礦用自卸車輪邊電動(dòng)機(jī)及輪邊減速系統(tǒng)示意圖如圖1所示。如圖1所示，常見的電傳動(dòng)礦用車輛輪邊驅(qū)動(dòng)部分主要包括輪邊驅(qū)動(dòng)電機(jī)和輪邊減速器。在車輛運(yùn)行時(shí)，輪邊電動(dòng)機(jī)產(chǎn)生機(jī)械能并消耗由柴電機(jī)組發(fā)來的電能，輪邊減速器則起到減速增扭的作用將機(jī)械能傳送至輪胎以提供礦車行駛所需動(dòng)力。因?yàn)檩嗊厹p速器是其唯一減速機(jī)構(gòu)，這種設(shè)計(jì)在大噸位礦車中也對輪邊驅(qū)動(dòng)電機(jī)提出了更高的要求，希望輪邊電機(jī)能夠在低轉(zhuǎn)速就能提供較大扭矩。

在礦用自卸車中為了實(shí)現(xiàn)輪邊電機(jī)長時(shí)高效工作，輪邊減速器必不可少，往往通過輪邊減速器二級設(shè)計(jì)方案乃至三級減速方案來實(shí)現(xiàn)，減速比可以到達(dá)40乃至50。

2.2 仿真模型搭建

整個(gè)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性可以通過數(shù)值分析的動(dòng)態(tài)模擬仿真來實(shí)現(xiàn)，本文選擇在Matlab/Simulink軟件建立其模型，取1/4車輛垂向振動(dòng)模型進(jìn)行研究和分析，同時(shí)考慮加入路面激勵(lì)及電動(dòng)機(jī)自身激勵(lì)模型，如圖2所示：

圖2 輪邊驅(qū)動(dòng)－傳動(dòng)仿真模型

2.2.1電機(jī)模型

電機(jī)模型主要考慮電機(jī)轉(zhuǎn)速與輸出轉(zhuǎn)矩的描繪，考慮到電動(dòng)機(jī)自身的弱阻尼特性，可簡化為扭轉(zhuǎn)彈簧模型，即其轉(zhuǎn)子上的輸出軸模型受到了電磁轉(zhuǎn)矩和輸出端負(fù)載扭矩的雙重作用，將電機(jī)模型的動(dòng)力學(xué)方程推導(dǎo)為[10]：

式中：為輪邊電動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩，也是后續(xù)主要討論和變化的參數(shù)；為轉(zhuǎn)子部分的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，需將電機(jī)轉(zhuǎn)軸部分考慮在內(nèi)；w對時(shí)間求導(dǎo)，表示為電機(jī)轉(zhuǎn)子的角速度；簡化為輪邊扭轉(zhuǎn)彈簧模型則需要有電機(jī)軸等效扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼，此處用表示；考慮電機(jī)轉(zhuǎn)軸旋轉(zhuǎn)剛度則θ、θ為電機(jī)轉(zhuǎn)軸前端轉(zhuǎn)角和轉(zhuǎn)軸后端轉(zhuǎn)角。

2.2.2減速器模型

電傳動(dòng)礦用汽車目前一般采用二級或三級輪邊減速機(jī)構(gòu)，此處取二級減速器為例進(jìn)行分析，對于齒輪機(jī)構(gòu)的嚙合同樣具有弱阻尼特性，二級輪邊減速機(jī)構(gòu)可以等效簡化為一副齒輪傳動(dòng)，此時(shí)輸出軸的動(dòng)力學(xué)特性類似扭轉(zhuǎn)彈簧特性。圖3為輪邊減速器行星齒輪系扭轉(zhuǎn)振動(dòng)模型，忽略齒側(cè)間隙和靜傳遞誤差e，則輪邊減速器模型的動(dòng)力學(xué)方程為[11-12]：

（2）

圖3 齒輪扭轉(zhuǎn)振動(dòng)模型

2.2.3輪胎模型

驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型所受激勵(lì)的主要部分還是來源于地面的不平激勵(lì)，輪胎本身在激勵(lì)下的響應(yīng)是三維的，此處采用常見的“刷子”模型來進(jìn)行描述，即簡化輪胎為胎冠和胎體兩部分，輪胎作為彈性體自身變形的特點(diǎn)不能更改用胎冠部分來描述，對于剛性體部分則用胎體描述，其剛性體與輪輞連接兩者之間的動(dòng)態(tài)特性同樣具有弱阻尼性，其扭振動(dòng)力學(xué)方程為：

式中：M為系統(tǒng)輸入直接加載到輪轂的轉(zhuǎn)矩；T為驅(qū)動(dòng)輪輪胎胎體和胎冠之間的相互作用轉(zhuǎn)矩；F為驅(qū)動(dòng)輪輪胎與地面的相互作用力，這個(gè)力的大小會很大程度上影響胎體的變形程度；F為車輪垂向動(dòng)載荷，對于本文探討的垂向動(dòng)力學(xué)有重要指導(dǎo)意義；、為輪轂轉(zhuǎn)動(dòng)慣量輪胎其余部分的等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；K為輪胎等效扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼；θθ分別為輪轂的轉(zhuǎn)角和胎冠的轉(zhuǎn)角；為驅(qū)動(dòng)輪滾動(dòng)半徑。

2.2.4礦用自卸車 1/4垂向振動(dòng)系統(tǒng)模型

綜前所述，本文只對輪邊驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)自身垂向振動(dòng)及其引起的懸架車身及車速部分進(jìn)行探討和定性定量分析，簡化后包含了車身車輪的動(dòng)力總成的動(dòng)力學(xué)方程為：

式中：對于系統(tǒng)質(zhì)量部分可以劃分為動(dòng)力總成部分、車身部分和非簧載部分分別用MM和M表示；ZZZ則分別表示了各自部分的垂向振動(dòng)位移；此時(shí)系統(tǒng)中的轉(zhuǎn)動(dòng)部件為動(dòng)力總成部分，此處用J為動(dòng)力總成轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；θ為動(dòng)力總成的轉(zhuǎn)角；在這系統(tǒng)中車輛的垂向剛度和阻尼不可忽略，用K、C為車輪垂向的剛度和阻尼；因?yàn)樾柰瑫r(shí)考慮前懸后懸，此處用KC表示前懸置所用橡膠墊的剛度和阻尼；KC為后懸置所用橡膠墊的剛度和阻尼；K、C為懸架整體的剛度和阻尼；L、L為動(dòng)力總成質(zhì)心到前后懸置點(diǎn)的縱向距離。

3 仿真與分析

根據(jù)如前系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)的描述， Simulink 中建立仿真模型，主要仿真參數(shù)見表1：

表1 實(shí)車具體參數(shù)

3.1 啟動(dòng)加速工況分析

為了展示系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性可以輸入階躍信號進(jìn)行仿真，本文于1s時(shí)在電機(jī)端輸入5000N·m的轉(zhuǎn)矩，觀察系統(tǒng)動(dòng)態(tài)響應(yīng)及車速變化，因輸入轉(zhuǎn)矩并不大，車速會最終趨于穩(wěn)定，其中假設(shè)電機(jī)轉(zhuǎn)矩脈動(dòng)最大幅值為設(shè)定輸入轉(zhuǎn)矩的10%，分析轉(zhuǎn)矩脈動(dòng)對輪邊驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的影響。為了對比分析系統(tǒng)模型的準(zhǔn)確性，本文展開了實(shí)車實(shí)驗(yàn)，主要針對實(shí)車中懸架振動(dòng)和實(shí)車速度進(jìn)行了測量，其中車速可以通過自制慣性導(dǎo)航模塊測量，其包含了兩個(gè)加速度傳感器模塊如圖4所示，后懸架部分及其上端線位移的測量如圖5所示。

圖4 整車及駕駛室上方的車速傳感器

如前所述待分析模型包含了輪邊電機(jī)、輪邊減速器、輪胎和懸架，為了與實(shí)車工況更為相似，我們針對實(shí)車啟動(dòng)加速至平穩(wěn)運(yùn)行，制動(dòng)減速到某車速兩種工況展開分析，礦用車輛在5Km/h下則采用全機(jī)械制動(dòng)方式。

圖5 后懸架及懸架位移傳感器

圖6為電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩輸出，從1s開始輸出階躍轉(zhuǎn)矩5000N·m，考慮轉(zhuǎn)矩自身波動(dòng)的輸出情況如圖中虛線部分所示。圖7為輪邊減速器輸出端轉(zhuǎn)矩，經(jīng)過輪邊減速器自身弱阻尼性后仿真結(jié)果表明輸出轉(zhuǎn)矩?zé)o法達(dá)到標(biāo)準(zhǔn)的5000N·m，而考慮電動(dòng)機(jī)自身的脈動(dòng)轉(zhuǎn)矩后，輸出轉(zhuǎn)矩最終降低為4800N·m左右?？紤]電機(jī)轉(zhuǎn)矩脈動(dòng)的影響，輸出端經(jīng)阻尼系統(tǒng)的作用需延遲1s后才趨于穩(wěn)定。

圖6 電機(jī)轉(zhuǎn)矩輸出

圖7 輪邊減速器輸出轉(zhuǎn)矩

圖8為在此階躍轉(zhuǎn)矩整車行駛速度描述，可見車速經(jīng)過平穩(wěn)加速最終穩(wěn)定在6m/s，但是考慮脈動(dòng)轉(zhuǎn)矩結(jié)果明顯小于未考慮轉(zhuǎn)矩的結(jié)果，減小約5%，穩(wěn)定為5.7m/s。加入實(shí)測車速會發(fā)現(xiàn)，實(shí)車車速更貼近考慮脈動(dòng)轉(zhuǎn)矩的模型，由于能量在實(shí)車中有更多的損耗，其最終速度最終穩(wěn)定在5.5m/s。圖9為輪邊減速器加速度，可見在1s和6s時(shí)刻垂向振動(dòng)較大，因?yàn)榇藭r(shí)電動(dòng)機(jī)自身波動(dòng)較大。另一方方面也是整車速度波動(dòng)較大的時(shí)刻。

圖8 整車速度

圖9 減速器加速度

圖10為懸架形變曲線，此圖反映的是懸架在垂向上的形變，與減速器自身加速度曲線相吻合，也是在1s輸入階躍轉(zhuǎn)矩時(shí)刻及6s左右到達(dá)穩(wěn)定車速時(shí)刻變化較大。對比忽略脈動(dòng)轉(zhuǎn)矩模型可以發(fā)現(xiàn)其最大振幅處明顯更大，這與實(shí)測懸架并不相符，這也證明了考慮脈動(dòng)轉(zhuǎn)矩后的系統(tǒng)模型的正確性。

圖10 懸架響應(yīng)

3.2 制動(dòng)減速工況分析

圖11為制動(dòng)工況下電機(jī)轉(zhuǎn)矩輸出情況的描述，其中前1s內(nèi)假設(shè)車速穩(wěn)定為6m/s此時(shí)輸入制動(dòng)轉(zhuǎn)矩為2000N·m，減速到2m/s，通過5s的減速達(dá)到此車速并平穩(wěn)運(yùn)行。整車車速如圖12所示。整個(gè)過程中輪邊減速器輸出轉(zhuǎn)矩如圖13所示，可見在制動(dòng)階段初始制動(dòng)段波動(dòng)最大，至6時(shí)慢慢減速至平穩(wěn)車速此時(shí)轉(zhuǎn)矩波動(dòng)較小。

圖11 制動(dòng)階段電機(jī)轉(zhuǎn)矩輸出

圖12 制動(dòng)階段整車速度

圖13進(jìn)一步展示了制動(dòng)階段考慮轉(zhuǎn)矩波動(dòng)后輪邊減速器輸出端轉(zhuǎn)矩差別。圖14則展示了剛?cè)狁詈夏Ｐ秃腿珓偠饶Ｐ拖轮苿?dòng)階段懸架形變的區(qū)別?？傮w可見剛?cè)狁詈夏Ｐ椭幸徊糠帜芰勘幌到y(tǒng)自身的弱阻尼性所吸收，而剛性體在能量的傳遞過程中沒有落差，對于礦用車輛輪邊驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，約有5%的能量被吸收，這對于實(shí)車設(shè)計(jì)有指導(dǎo)意義。

如上針對啟動(dòng)加速工況和制動(dòng)減速工況以及其中的平穩(wěn)運(yùn)行工況分析可知，考慮電動(dòng)機(jī)自身振動(dòng)時(shí)，輸出轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生抖動(dòng)，這個(gè)抖動(dòng)無法完全消除其作用主要影響整車的垂向動(dòng)態(tài)特性，對縱向動(dòng)態(tài)特性的影響較小小，能量在傳遞過程中損失，使得最終車速也無法達(dá)到預(yù)期設(shè)定值，實(shí)際工程中應(yīng)考慮抑制轉(zhuǎn)矩脈動(dòng)的方法。

圖13 制動(dòng)階段輪邊減速器輸出轉(zhuǎn)矩

圖14 制動(dòng)階段懸架形變

4 結(jié)論

針對電傳動(dòng)礦用車輛建立輪邊電機(jī)驅(qū)動(dòng)－傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的仿真分析和實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，結(jié)果表明：考慮輪邊驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)脈動(dòng)轉(zhuǎn)矩后系統(tǒng)垂向振動(dòng)增加，整車垂向動(dòng)力振動(dòng)增加，剛?cè)狁詈夏Ｐ蜁鼮榍逦乇磉_(dá)車輛運(yùn)動(dòng)情況，在常見車速下綜合剛?cè)狁詈夏Ｐ图半妱?dòng)機(jī)自身振動(dòng)后車速應(yīng)下降5%左右，系統(tǒng)地在啟動(dòng)和制動(dòng)階段的開始和終了時(shí)刻振動(dòng)會加大。

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Study on the Dynamic Characteristics of Electric Wheel Drive System in Mining Vehicle

Tian Haiyong, Luo Pengjun

( CRRC Datong Co., Ltd., Shanxi Datong 037038 )

Mine environment is complex, the wheel side motor drive system of electric drive mining vehicle has a great influence on the vehicle dynamic performance, braking performance and ride comfort. In order to analyze the dynamic characteristics of the drive system and its influence, the simulation model of the wheel side motor drive system was established by using Matlab/Simulink software to analyze the starting and accelerating, stable running and braking dynamic characteristics. Results show that the wheel rim motor drive system output torque considering torque fluctuation will larger impact on vehicle acceleration and braking performance, the common speed acceleration and deceleration performance will be reduced by 5%, stable running stage had no significant difference. Rigid flexible coupling system and the vehicle model can more accurately describe the dynamic characteristics of the drive, has the guiding significance for the design of the vehicle.

In-wheel-motor drive system; Dynamic characteristic; Torque chattering; System vibration

10.16638/j.cnki.1671-7988.2021.02.019

TM352

A

1671-7988(2021)02-59-05

TM352

A

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田海勇（1980-），男，漢族，博士，高級工程師，就職于中車大同電力機(jī)車有限公司，主要研究方向?yàn)榈V用汽車總體設(shè)計(jì)與動(dòng)力系統(tǒng)設(shè)計(jì)。