基于燃油車平臺拓展純電車型輪心高度調整分析

陳 星Chen Xing

基于燃油車平臺拓展純電車型輪心高度調整分析

陳 星
Chen Xing

（東風汽車集團股份有限公司技術中心，湖北 武漢 430056）

探討與輪心高度相關的各影響因素，基于某平臺分析在沿用上裝及前排人機、踵點邊界的前提下，拓展純電車型的輪心高度與基礎車之間的關系，綜合各項因素，確定轎車拓展純電的輪心下移量，從而以最小的改動實現(xiàn)燃油車與純電車型共平臺同步開發(fā)。

平臺；純電動；輪心高度；布置

一般同平臺下的轎車與SUV輪心高度不一樣，轎車與SUV配備的輪胎尺寸大小也不相同，這些為傳統(tǒng)燃油車開發(fā)平臺拓展純電車型帶來了一定的困難和挑戰(zhàn)。基于某燃油車平臺，在沿用該平臺上裝、前排人機及踵點邊界的前提下，分析拓展純電車型的輪心高度與基礎車之間的關系。

1 輪心高度影響分析

如圖1所示，在傳統(tǒng)燃油車基礎上拓展純電車型，需要在地板下布置尺寸盡可能大的電池包，且電池包向高度要盡可能小，布置位置盡可能靠上，建議電池包上表面距離踵點向高度大于等于35 mm。所述輪心高度是指輪心在整車參照坐標系下的坐標。

圖1 地板下電池包布置

因為需要沿用基礎車上裝及前排人機，則地板需要適應電池包布置進行新設計，同時地面線需要下移，以保證電池包滿載離地高度符合整車通過性要求[1]。

實現(xiàn)地面線下移一般有2種方式：

（1）輪心高度不變，采用直徑更大的輪胎；

（2）輪胎規(guī)格不變，輪心下移。

在保證與基礎車共用相同規(guī)格輪胎的基礎上，輪心下移對平臺的影響主要有以下幾個方面。

1.1 影響動力總成布置

前驅車型的前輪心高度會影響動力總成布置。按照經(jīng)驗，動力總成差速器口中心點一般落在以輪心為原點，半徑為25 mm圓形區(qū)域的第二象限內(nèi)[2]，如圖2所示。

圖2 動力總成布置硬點

1.2 對傳動軸的影響

輪心下移，動力總成位置跟隨下移，在滿足傳動軸夾角的情況下，傳動軸在各極限位置與懸架各部件的間隙需要校核和嚴加控制，一般要求至少大于等于15 mm；傳動軸與輪邊處間隙要求大于等于10 mm；如不滿足以上要求，則需對輪心高度及動力總成硬點進行適當調整。

1.3 對碰撞性能的影響

輪心下移會導致機艙前縱梁相對地面被抬高，這對前碰撞及行人保護不利。為獲得較好的前碰撞性能，一般設計前防撞梁中心點離地高度為450～550 mm，且機艙縱梁與防撞梁具有較好的傳力連接結構。

1.4 對懸架的影響

輪心下移后，需對懸架在各狀態(tài)下的偏頻特性進行計算，前懸架偏頻一般為1.1～1.5 Hz，根據(jù)整車及懸架參數(shù)進行計算，懸架偏頻是影響乘坐舒適性最重要的參數(shù)之一，由于懸架質量分配系數(shù)通常并不等于1，導致前后懸架的振動存在一定的耦合，若前后懸架偏頻嚴重不平衡，會使車輛通過障礙后長時間維持一定的縱向角振動，影響乘坐舒適性。根據(jù)汽車理論，乘用車要求前懸架偏頻略低于后懸架 偏頻[3]。

輪心下移會影響輪胎包絡對車輪周邊零部件的布置，需要一并校核和控制，帶防滑鏈輪胎包絡與周邊間隙需大于等于3 mm，不帶防滑鏈輪胎包絡與周邊間隙需大于等于10 mm。

因此，在沿用燃油車上裝及前排人機的前提下，拓展純電車型的輪心下移量需要綜合平衡以上4項主要因素。

2 拓展純電車型后輪心高度調整方案

該平臺的規(guī)劃車型均為前驅，輪心高度指輪心在整車坐標系下的向坐標。某燃油車平臺的轎車及SUV車前輪參數(shù)見表1。

表1 某平臺轎車及SUV的車輪參數(shù)

基于此平臺燃油車輪心高度，分析拓展純電車型對傳統(tǒng)車輪心高度的影響，可以實現(xiàn)在燃油車開發(fā)的同時，完成純電車型的同步開發(fā)，二者通用化率較好。

通過上述分析，拓展純電車型的輪心調整方案為：

（1）純電SUV整車各狀態(tài)下輪心坐標及姿態(tài)可與燃油車保持一致；

（2）純電轎車輪心位置需在傳統(tǒng)燃油車基礎上下移。

重點對轎車拓展為純電動車后的輪心高度下移量進行定量分析。

2.1 滿足滿載離地要求

需要保證純電轎車電池包滿載離地高度大于等于110 mm，且電池包位置及地板與純電SUV滿足平臺內(nèi)通用；因此，純電轎車輪心相對燃油車需要下移，下移量見表2。

表2 純電轎車的輪心下移量計算 mm

通過調整彈簧及減振器剛度、阻尼實現(xiàn)輪心高度下移，懸架硬點總體上保持與傳統(tǒng)燃油車一致。按照表2中數(shù)值校核的懸架滿足偏頻設計要求和底盤操控性能要求。

2.2 動力總成布置及傳動軸校核

按照車輪的設計要求，輪心下移34 mm后，動力總成硬點向跟隨下移18.5 mm。基于此硬點，傳動軸極限位置與懸架間隙校核結果見表3。

表3 純電轎車傳動軸極限位置間隙校核

基于以上校核，輪心下移后的傳動軸極限位置與懸架系統(tǒng)各零部件間隙整體偏小，不滿足總布置要求。解決方案如下：

（1）輪心下移，托架也跟隨下調，以此改變整套平臺架構內(nèi)的底盤硬點位置，更改代價太大，不可行；

（2）縮短輪跳行程，懸架舒適性讓步，方案可行；

（3）在傳動軸與托架最小間隙處做局部避讓，會影響懸架NVH（Noise、Vibration、Harshness，噪聲、振動、聲振粗糙度）性能，且托架內(nèi)部空間僅11 mm，局部避讓傳動軸15 mm不可行；

（4）減少輪心下移量，同時動力總成硬點 上抬。

綜上，選擇方案（2）、方案（4）進行優(yōu)化。

2.3 優(yōu)化輪心下移量

基于下移后的輪心位置，繪制純電轎車輪胎包絡，參考基礎車翼子板進行初步校核，設計狀態(tài)輪心下移量最多減小10 mm，如圖3所示，同時分析動力總成硬點上抬的可行性。

圖3 輪心下移后的包絡校核

優(yōu)化后減小輪心下移量后的輪心坐標見表4，基于此，動力總成硬點向上抬22.1 mm。

表4 減小輪心下移量后的輪心坐標 mm

減小輪心下移量并上抬動力總成硬點后，校核的傳動軸極限位置與懸架間隙校核結果見表5。

表5 優(yōu)化后純電轎車傳動軸極限位置間隙校核

由表5可知，僅右半軸下跳極限位置的間隙不滿足要求，將懸架下行程減小3 mm，此處間隙可達到15 mm，懸架舒適性可以接受，此方案可行。

綜上分析，該轎車拓展純電車型的最終輪心高度見表4，同時動力總成硬點需在向上抬22.1 mm，懸架下跳行程需減小3 mm。該方案經(jīng)校核，滿足最小離地間隙要求，同時，設計狀態(tài)輪心下移26 mm后，前防撞梁中心點離地高度滿足碰撞要求。

3 總 結

在傳統(tǒng)燃油車平臺基礎上，最大限度地沿用上裝、前排人機及踵點的情況下，給出了一種輪心調整技術路線，可以最大限度地沿用燃油車前圍及三踏板、儀表、轉向等系統(tǒng)零部件，做到與傳統(tǒng)燃油車共平臺、地板系列化，實現(xiàn)由單一能源平臺向多能源模塊化架構平臺的演變。

[1]劉毅，章桐. 基于人機工程的微型電動物流車駕駛員H點布置區(qū)域研究[J]. 汽車實用技術，2017（10）：42-43，61.

[2]周厚建，柯江林，張光慧. 純電動汽車關鍵零部件的布置研究[J]. 上海汽車，2016（3）：7-10.

[3]藍賢清，賀繼齡. 懸架K&C特性參數(shù)在車輛開發(fā)中的應用研究[J].汽車實用技術，2020，45(16):130-132，139.

2021-01-27

U463.34.02

A

10.14175/j.issn.1002-4581.2021.03.010

1002-4581（2021）03-0039-04