某純電動客車雙輪轂電機驅動橋結構設計與疲勞分析

黃詳

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某純電動客車雙輪轂電機驅動橋結構設計與疲勞分析

黃詳

（上海科曼車輛部件系統股份有限公司，上海 201815）

相對于集中式和雙輪邊式電驅動橋結構，雙輪轂電機驅動方案更能提高傳動效率，節約能源。文章以某純電動客車雙輪轂電機后驅動橋為研究對象，采用CATIA三維軟件進行驅動橋結構設計，根據車輪接地點力工況，采用HyperWorks軟件校核剛強度；結合疲勞累積損傷理論，通過線性靜態循環工況評估該驅動橋結構件的疲勞損傷，以期達到疲勞壽命要求。研究表明：此驅動橋結構可以滿足低地板寬通道、剛強度及疲勞壽命的理論設計要求。

純電動客車；輪轂電機；驅動橋；剛強度；疲勞損傷

前言

純電動公交車普遍采用集中驅動橋方案，即采用電機替代原發動機位置通過傳動軸總成提供動力給整體式驅動橋主減速器，然后通過整體式驅動橋主減速器向兩邊車輪輸入動力。受到整體式驅動橋主減結構、電機以及傳動軸總成的限制，后橋位置的車內底板較高，不方便乘客上、下車，總體占用空間比較大。目前市場克服以上技術的不足，11米以上公交車多數采用雙輪邊電驅動方案，更高一級為采用雙輪轂電機為驅動方案。

相比于傳統驅動系統方案，輪轂直驅可以從根本上改善動力傳動，且省掉部分傳動部件，提高效率。據某輪轂電機廠公布數據，雙輪轂電機效率比雙輪邊電機效率可以提高12.5%。雖然輪轂電機是未來純電動客車的主流驅動產品，因輪轂電機集中布置在輪輞內，結構緊湊，受力復雜，導致驅動橋殼結構設計困難，且驅動橋殼作為為汽車重要的承載件和傳動件，是維系整個車輛運行安全的關鍵部件，它的剛強度性能和疲勞壽命會直接影響汽車的有效使用壽命。故亟需匹配輪轂電機的驅動橋殼結構開發。

應用CATIA三維軟件建立類似U型結構驅動橋殼模型，滿足整車低地板布置要求。根據車輪接地點力四種工況，采用HyperWorks軟件校核剛強度；在滿足剛強度要求的前提下，結合應變疲勞和累積損傷理論，通過線性靜態循環工況計算該驅動橋結構件的疲勞損傷，以期達到疲勞壽命要求。

1 結構設計

1.1 設計要求

設計邊界如圖1所示，以整車寬度≤2550mm，離地間隙≥135mm為前提要求，滿足《GB/T 19260低地板及低入口城市客車結構要求》標準要求，后橋通道寬≥500mm，通道縱向坡度控制在8%以內。

圖1 設計邊界

1.2 驅動橋結構方案

圖2 驅動橋結構設計

圖3 驅動橋結構設計

根據邊界條件輸入，采用CATIA三維軟件進行驅動橋結構設計，如圖2～3所示，初期設計為焊接結構驅動橋殼，經過計算發現無法滿足剛度要求，故考慮鑄件結構橋殼。驅動橋主體結構主要包括兩邊的承載座，中間支架及C型臂。輪轂電機通過螺栓連接在承載座軸頭上，中間支架通過兩端螺栓聯接在承載座上，形成整體式驅動橋殼。為提高驅動橋的整體剛度，中間支架采用類似箱體設計，這樣能夠增加支架的抗彎能力，還對制動器總成起到防塵防護的作用。支架中間部分設有V推支座用于連接V型推力桿；制動器總成和制動盤連接在兩邊的承載座內腔，且承載座頂端設有多個腰型孔，有利于制動盤的散熱；承載座上端部分設有推力桿座，用于連接縱向推力桿總成；C型臂前后對稱布置在兩邊的承載座上，用于連接空氣彈簧和減振器總成，起到整車承載和減振功能。驅動橋結構初步設計方案滿足離地間隙設計輸入≥135mm，通道寬≥500mm的要求。

2 剛強度分析

2.1 材料定義

如表1所示，承載座及中間支架材料為ZGD650-830，C型臂為QT450-10。輪轂電機連接承載座的主軸材料和連接標準件為42CrMo，其余零件材料為Q345。

表1 材料參數

2.2 有限元模型

如圖4所示，主要結構件采用2階四面體單元（高應力區局部細化單元），連接螺栓采用rigidlink+beam+rigidlink單元模擬，推力桿球鉸均采用Bush單元模擬，推力桿不作為研究對象，故簡化為1D梁單元，其他連接部分均采用一對多形式的rbe2單元模擬。加載點連接采用rbe2單元將連接法蘭螺孔耦合于車輪接地點及輪心。上、下推力桿與車架連接點約束X、Y、Z向位移自由度，C型臂氣囊支座安裝面中心點處約束Z向位移。車輪接地點和輪心處分別加載響應的載荷。具體加載力見表2所示。

圖4 有限元模型

2.3 邊界條件

在底盤零部件的強度校核中，通常采用汽車直線行駛時車輪接地點的受力作為載荷施加。在工程計算上，根據受力的方向一般選取四種典型工況，下面為各工況理論推導：

2.3.1 垂向力工況

用于靜強度計算時，最大垂向力工況車輪與路面接觸點處的垂直力可以用F2表示，考慮到分析對象為后驅動橋，縱向力F2在沒有動力參數輸入的情況下，根據經驗可按最大附著力F的三分之一進行計算，此時側向力F2等于F1。

其中：

k2：靜強度垂向動載系數，根據輪胎垂直剛度，取值為2.4；

F0r：后車輪滿載靜載荷，取值為67300N；

：附著系數，一般取值為0.8；

用于耐久性計算時，垂直力用FZ1表示，此時側向力和縱向力忽略；

其中：

k1：耐久性垂向動載系數，根據輪胎垂直剛度，取值為1.4。

2.3.2 側向力工況

用于靜強度計算時，最大側向力工況按直線行駛工況進行計算，而不是按照在車輪與路面極限附著系數下的轉彎行駛工況確定，是因為在轉彎行駛時，在外輪上的作用的垂直力和側向力都比較大，但是它們引起的彎矩方向卻具有相反的方向，即相互抵消，造成合成彎矩的減小。此時最大側向力可以用F2表示，且由于側向力的最大值不會與垂直力的最大值同時出現，因此垂向力F2等于F1，縱向力F2在沒有動力參數輸入的情況下，根據經驗可按二分之一的最大附著力Fμ計算。

其中：

μ2：靜強度側向力系數，根據后車輪滿載靜載荷，取值為0.31；

用于耐久性計算時，側向力用F1表示，垂向力F1為后車輪滿載靜載荷F，此時縱向力忽略。

其中：

μ1：耐久性側向力系數，根據后車輪滿載靜載荷，取值為0.15。

2.3.3 制動力工況

由于制動時軸荷轉移的作用，后軸上的垂直負荷減小，用于靜強度計算時，根據經驗，最大制動力F2等于最大附著力F，汽車后輪與路面接觸點處的垂向力F2應為F0r，側向力進行忽略。

用于耐久性計算時，汽車后輪與路面接觸點處的垂向力F1可為F0r，根據經驗，縱向力F1可按四分之一的最大附著力F計算，側向力進行忽略。

2.3.4 驅動力工況

由于驅動時軸荷轉移的作用，后軸上的垂直負荷會增加，用于靜強度計算式，根據經驗，最大驅動力F2等于1.1倍后車輪滿載靜載荷F0r，汽車后輪與路面接觸點處的垂向力F2為F1，側向力可忽略不計。

用于耐久性計算時，汽車后輪與路面接觸點處的垂向力F1可為F0r，根據經驗，縱向力F1可按三分之一的最大附著力F計算，側向力進行忽略。

表2 各工況車輪接地點加載力

2.4 剛度分析

圖5 剛度分析

如圖5所示，驅動橋殼最大變形量為2.11mm。按《QC/T 534標準驅動橋殼垂直彎曲剛性試驗評價指標》要求，滿載軸荷時每米輪距最大變形不超過1.5mm；該驅動橋輪距為1.9m，橋殼允許最大變形為≤2.85mm；故該結構滿足剛度要求。

2.5 強度分析結果

考慮到承受載荷類型，使用條件，制造誤差等因數，確保零件在實際使用過程中不發生失效，根據工程經驗，安全系數一般≥1.5。如表3所示，在后處理軟件Hyperview中查看等效應力，獲得驅動橋殼的應力結果，最大應力均不超過材料ZGD650-830的屈服強度650MPa，安全系數都在1.5以上，故該結構滿足強度要求。

表3 強度分析結果

3 疲勞分析

3.1 方法與理論

考慮到節約新產品開發的成本以及縮短開發周期，需對驅動橋結構進行疲勞損傷預估。疲勞累積損傷理論是基于當部件工作應變大于疲勞極限應變，部件每一次應變循環后均發生一定量的損傷，當損傷量累積到臨界值時，部件發生疲勞破壞。

圖6為應變疲勞分析流程。載荷值取自本文表2中各耐久性工況，并提交OptiStruct求解器進行求解，獲得不同工況下應變結果，導入nCode designlife軟件中作為疲勞分析中的應變場。如表4所示，以世界重型商用車輛瞬態循環為基礎，調整加速度和減速度行程的駕駛循環為參考，結合本文分析的純電動客車定位為城市客車（新能源公交車），市區比例占比100%，根據經驗，設定總循環公里數為100萬公里以及每10公里出現的次數。在經過相應的循環周期后，得出應變疲勞累積損傷值，以評估驅動橋結構疲勞損傷是否滿足要求。

圖6 應變疲勞分析流程

表4 工況循環設置

3.2 疲勞損傷結果

假設各工況應變引起的疲勞損傷進行線性疊加，而某工況應變造成的疲勞損傷與該工況應變所施加的循環數n和在同一應變下直至發生破壞時所需的循環數N的比值成正比，比值n/N一般稱為損傷比。很顯然，多種工況加載，則認為總損傷等于各損傷比的總和，且當損傷比總和等于1時發生破壞，用公式來表示即為：

如圖7所示，最大累積損傷值為0.163，出現在兩端承載座上的軸頭座根部，其余部分累積損傷值極小，損傷累積未達到臨界值1，故認為本文所設計驅動橋結構滿足疲勞壽命要求。

圖7 疲勞損傷結果

4 結論

上述計算結果表明該驅動橋結構最小離地間隙≥135 mm，通道寬≥500mm；垂直彎曲變形為2.11mm，小于國家標準要求值；構件安全系數均在一般要求的1.5以上，累計疲勞損傷值遠小于1。

綜上所述，可得到以下結論：

（1）該雙輪轂電機驅動橋方案滿足低地板寬通道要求，橋殼結構達到要求的剛強度和 疲勞性能指標。

（2）該設計方案為輪轂電機驅動橋布置提供了一個方向，具有一定的參考價值。同時，性能校核方法為雙輪轂電機驅動橋開發提供了理論依據，為后續開發工作打下基礎。

（3）如圖8所示，為某輪轂電機匹配本文所設計產品的案列。

圖8 產品設計圖

[1] 王霄鋒.汽車底盤設計[J].北京:清華大學出版社,2010.

[2] [德]約森·賴姆佩爾（著）.懸架元件及底盤力學.王瑄（譯）,朱德照（校）.長春:吉林科學技術出版社,1992.

[3] 余志生.汽車理論.5版.北京:機械工業出版社,2009.3.

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[5] 國家標準化管理委員會.重型商用車輛燃燒消耗量測量方法: GB/T 27840-2011 [S].北京:中國標準出版社,2011.

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[7] 成大先.機械設計手冊.第1卷.五版.北京:化學工業出版社,2007.11.

Structural Design and Fatigue Analysis of a Double-Wheel Motor Driven Bridge of a Pure Electric Bus

Huang Xiang

（Shanghai Komman Vehicle Component Systems Stock Co. Ltd, Shanghai 201815）

Compared with the centralized and double-wheeled electric drive axle structure,the double in-wheel motor drive scheme can improve transmission efficiency and save energy.In this paper, a rear drive axle of full electric bus with the double in-wheel motor is taken as the research object. The CATIA three-dimensional software is used to design the drive axle structure. According to the grounding point force condition of the wheel, the Hyperworks software is used to assess the stiffness and strength; combined with the fatigue accumulation damage theory, in order to meet the fatigue life require -ment, the fatigue damage of the drive axle structural member is evaluated by the linear static duty cycle. The study shows that this drive axle structure can meet the theoretical design requirements of low floor, wide channel, stiffness and strength and fatigue life.

Full electric bus; In-wheel motor; Drive axle; stiffness and strength; fatigue damage

U469.72

A

1671-7988(2019)09-03-05

U469.72

A

1671-7988(2019)09-03-05

黃詳 (1985-)，男，本科，工程師，就職于上海科曼車輛部件系統股份有限公司，主要從事客車底盤設計與分析。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2019.09.001