輪邊驅(qū)動(dòng)電機(jī)對(duì)電動(dòng)汽車振動(dòng)影響的分析與優(yōu)化

高雄

摘 要：本文采用頻域分析方法，通過振動(dòng)響應(yīng)量的頻率響應(yīng)特性和統(tǒng)計(jì)特性表示。以B級(jí)路面和輪邊電機(jī)作為雙激勵(lì)源，基于1/4汽車2自由度系統(tǒng)建立輪邊電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車的振動(dòng)模型，仿真分析輪邊驅(qū)動(dòng)電機(jī)對(duì)電動(dòng)汽車振動(dòng)性能的影響。結(jié)果表明，相比非簧載質(zhì)量的變化，車速的變化對(duì)電動(dòng)汽車的振動(dòng)影響較大?；诖颂岢隽艘环N由輪內(nèi)主動(dòng)減振的電機(jī)充當(dāng)吸振器的新型輪轂電機(jī)結(jié)構(gòu)并進(jìn)行了優(yōu)化。

關(guān)鍵詞：輪邊電機(jī) 振動(dòng)性能 非簧載質(zhì)量 1/4汽車模型

Abstract：This paper adopts the frequency domain analysis method， which is expressed by the frequency response characteristics and statistical characteristics of vibration response quantities. Taking Class B road surface and wheel side motor as the dual excitation source， the vibration model of wheel side motor driving electric vehicle is established based on the 1/4 automobile 2 degree of freedom system， and the influence of wheel side drive motor on the vibration performance of electric vehicle is simulated and analyzed. The results show that compared with the change of unsprang mass， the change of vehicle speed has a greater impact on the vibration of electric vehicles. Based on this， a new in-wheel motor structure in which the motor with active vibration damping in the wheel acts as the shock absorber is proposed and optimized.

Key words：rim motor， vibration performance， unsprang mass， 1/4 car model

1 引言

輪邊電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車作為電動(dòng)汽車的一種布置形式，由于驅(qū)動(dòng)電機(jī)嵌入在車輛輪轂內(nèi)，導(dǎo)致車輛非簧載質(zhì)量的變化。驅(qū)動(dòng)電機(jī)質(zhì)量及車速產(chǎn)生的激勵(lì)直接通過輪轂對(duì)車輛振動(dòng)性能產(chǎn)生影響，

針對(duì)這一影響，國(guó)內(nèi)外學(xué)者進(jìn)行了大量研究。文獻(xiàn)[1]指出，由于輪邊電機(jī)的引入，導(dǎo)致了輪胎的動(dòng)載荷和車身的振動(dòng)加速度均方值都明顯增大；文獻(xiàn)[2]認(rèn)為非簧載質(zhì)量增加，使得車輪動(dòng)載荷也相應(yīng)增大，車輛的平順性、友好性明顯變差；文獻(xiàn)[3]認(rèn)為輪邊電機(jī)嵌入在輪轂上，對(duì)整車的垂向振動(dòng)產(chǎn)生負(fù)效應(yīng)，并指出路況越差對(duì)車輛的平順性影響越明顯。

廣大學(xué)者對(duì)如何優(yōu)化輪邊電機(jī)嵌入輪轂引起的平順性不足問題也進(jìn)行了研究。文獻(xiàn)[3]基于車輛動(dòng)力吸振器的數(shù)學(xué)模型，針對(duì)非簧載質(zhì)量增大引起的垂向振動(dòng)負(fù)效應(yīng)問題進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)。但該文獻(xiàn)沒有說明非簧載質(zhì)量的增大是如何影響整車的垂向振動(dòng)性能。文獻(xiàn)[2]以非簧載質(zhì)量的垂向振動(dòng)量為優(yōu)化目標(biāo)，對(duì)動(dòng)力減振機(jī)構(gòu)的彈簧剛度和阻尼參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，該方法并沒有考慮車輪空間對(duì)輪邊電機(jī)相對(duì)位移的限制。文獻(xiàn)[4]通過在輪邊電機(jī)與車輪之間增加彈簧和阻尼器來提高電動(dòng)汽車平順性設(shè)想，并對(duì)設(shè)定的減振系統(tǒng)參數(shù)進(jìn)行仿真對(duì)比分析，由于該優(yōu)化的參數(shù)選擇僅局限于一組已知數(shù)據(jù)。其優(yōu)化結(jié)果不具有代表性。

針對(duì)上述研究存在的不足，本文基于1/4汽車2自由度系統(tǒng)建立輪邊電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車的振動(dòng)模型，提出一種新型的吸振器結(jié)構(gòu)，采用改進(jìn)遺傳算法進(jìn)行優(yōu)化，為輪邊電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車平順性的優(yōu)化提供一定的參考借鑒。

2 輪邊電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車平順性

2.1 振動(dòng)模型

為研究輪邊電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)車的平順性，本文采用如圖1所示的振動(dòng)模型。

評(píng)價(jià)指標(biāo)采用車身垂向加速度、懸架動(dòng)撓度和車輪相對(duì)動(dòng)載荷作為評(píng)價(jià)指標(biāo)[4]，研究非對(duì)輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車振動(dòng)性能的影響。

基于該力學(xué)模型，1/4汽車兩自由度振動(dòng)模型的運(yùn)動(dòng)微分方程如下。

式中，m1為非簧載質(zhì)量；m2為簧載質(zhì)量；k為懸架剛度；kt為輪胎垂向剛度；c為懸架阻尼；q為路面不平度；z1、z2分別為車輪和車身的垂向位移。

2.2 振動(dòng)性能及仿真分析

本文研究的基準(zhǔn)車型的驅(qū)動(dòng)電機(jī)質(zhì)量為30kg，并以簧載質(zhì)量在基準(zhǔn)車型的基礎(chǔ)上增減30kg作為研究對(duì)象車型，具體如表1所示的四組參數(shù)，分別代表了基準(zhǔn)型（Conv-EV）、簧載質(zhì)量減小型（IWD-1）、簧載質(zhì)量不變型（IWD-2）、簧載質(zhì)量增加型（IWD-3）四種。

本文以B級(jí)路面并選擇城市工況的60km/h作為仿真車速，在Matlab軟件環(huán)境下進(jìn)行仿真[4]，結(jié)果如圖2所示。

振動(dòng)響應(yīng)量的均方根值仿真結(jié)果如表2所示。

從圖2可知，非簧載質(zhì)量增加導(dǎo)致車身加速度、懸架動(dòng)撓度以及輪胎相對(duì)動(dòng)載的峰值頻率向低頻移動(dòng)，且IWD-1、IWD-2、IWD-3的車身垂向加速度幅頻特性峰值依次降低；懸架動(dòng)撓度幅頻特性峰值基本不變；輪胎相對(duì)動(dòng)載幅頻特性峰值與車身加速度幅頻特性峰值相似。

由表2可知，輪邊驅(qū)動(dòng)電機(jī)對(duì)車身垂向加速度、懸架動(dòng)撓度、輪胎相對(duì)動(dòng)載荷產(chǎn)生影響，IWD-3與Conv-EV相比，車身垂向加速度反而降低，說明簧載質(zhì)量的增加對(duì)垂向振動(dòng)有直接影響；IWD-1型對(duì)車身垂向加速度、輪胎相對(duì)動(dòng)載的影響程度較IWD-2、IWD-3更為明顯。

3 新型輪邊電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)車平順性

3.1 動(dòng)態(tài)吸振器型的輪轂電機(jī)振動(dòng)模型

基于上述的分析，為改善非簧載質(zhì)量增加、簧載質(zhì)量減小型輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)車的整車平順性，本文引入了一種電機(jī)充當(dāng)吸振器的新型結(jié)構(gòu)的輪轂電機(jī)結(jié)構(gòu)系統(tǒng)，該系統(tǒng)由上彈簧、上阻尼、驅(qū)動(dòng)電機(jī)、下彈簧、下阻尼構(gòu)成，其結(jié)構(gòu)以及振動(dòng)模型如圖3、圖4所示。

圖中，ma為電機(jī)質(zhì)量；kau、kad為動(dòng)態(tài)吸振器系統(tǒng)剛度；cau、cad為動(dòng)態(tài)吸振器系統(tǒng)阻尼；z3為電機(jī)的垂向位移。

3.2 仿真分析與結(jié)果

根據(jù)圖3建立的振動(dòng)模型，對(duì)表3三種輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車平順性進(jìn)行仿真，仿真結(jié)果如圖4所示。

由表4的振動(dòng)響應(yīng)量均方根值仿真結(jié)果可得，采用新型動(dòng)態(tài)吸振器的輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)車懸架動(dòng)撓度均方根值較IWD-1型、Conv-EV型都下降了17.6%；輪胎相對(duì)動(dòng)載荷較IWD-1型、Conv-EV型分別下降了33%和11%；車身垂向加速度均方根值較IWD-1型下降了7%，但與Conv-EV型相比仍高出5%，說明車身垂向振動(dòng)效應(yīng)并沒有因?yàn)橐胄滦蛣?dòng)態(tài)吸振結(jié)構(gòu)而得到有效改善。

4 新型輪邊電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)車平順性優(yōu)化

4.1 參數(shù)影響分析

為進(jìn)一步對(duì)新型動(dòng)態(tài)吸振型結(jié)構(gòu)的參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，采用拉丁超立方的方法對(duì)設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行DOE分析，具體如圖5所示。

4.2 優(yōu)化結(jié)果與分析

基于圖5的結(jié)果分析，選擇車身加速度、懸架動(dòng)撓度和輪胎相對(duì)動(dòng)載荷均方根值作為目標(biāo)函數(shù)，以Conv-EV的相應(yīng)均方根值作為約束函數(shù)的上限，在未考慮懸架偏頻的條件下，采用改進(jìn)遺傳算法進(jìn)行多目標(biāo)優(yōu)化，優(yōu)化后的參數(shù)取值如表5所示。

基于表5的參數(shù)，在Matlab軟件環(huán)境下進(jìn)行仿真，均方根值如表6所示：

從表6得知，優(yōu)化后的IWD車身垂向加速度、懸架動(dòng)撓度、輪胎相對(duì)動(dòng)載荷均方根值較Conv-EV分別下降了2%、16%、18%；較優(yōu)化前都下降了7%；懸架動(dòng)撓度雖有2.1%的增加，但其約束函數(shù)的上限是基于Conv-EV型的參數(shù)為基準(zhǔn)。因此優(yōu)化后的IWD整車平順性顯的更優(yōu)。

5 結(jié)語

（1）提出了將電機(jī)作為動(dòng)態(tài)吸振器的一種新型輪轂電機(jī)減振系統(tǒng)，用來解決輪轂電機(jī)增加了非簧載質(zhì)量對(duì)整車平順性造成的負(fù)效應(yīng)問題。

（2）采用改進(jìn)遺傳算法進(jìn)行多目標(biāo)優(yōu)化，優(yōu)化后的輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，能夠有效的降低輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)車的車身垂向加速度、懸架動(dòng)撓度及車輪相對(duì)動(dòng)載荷。

注：國(guó)家自然科學(xué)基金國(guó)際（地區(qū)）合作與交流重點(diǎn)項(xiàng)目（61520106008）和中國(guó)汽車產(chǎn)業(yè)創(chuàng)新發(fā)展聯(lián)合基金重點(diǎn)項(xiàng)目（U1564213）資助。

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