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瓦诸骆
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1 2018 年 ( 第 40 卷 ) 第 10 期 doi: / j.chinasae.qcgc 汽车工程 Automotive Engineering 2018( Vol.40) No.10 轮毂电机驱动电动汽车的转向性能优化张志勇 1ꎬ2 ꎬ 张风 2 ꎬ 黄彩霞 3 1ꎬ2 ꎬ 刘鑫 (1 工程车辆安全性设计与可靠性技术湖南省重点实验室 ꎬ 长沙 ꎻ 2 长沙理工大学汽车与机械工程学院 ꎬ 长沙 ꎻ 3 湖南大学机械与载运工程学院 ꎬ 长沙 ) [ 摘要 ] 针对轮毂电机给前悬架结构设计和车辆操纵稳定性带来的不利影响 ꎬ 进行了前悬架结构设计和参数优化 ꎮ 在可利用的空间中设计了适合轮毂电机驱动的前悬架转向节结构 ꎬ 并初步确定了关键硬点的坐标值 ꎻ 以转向轻便性为优化目标 ꎬ 以转向回正性为约束条件 ꎬ 建立了车轮定位参数优化模型 ꎬ 并利用 Isight 和 Adams / Car 集成平台对转向节的硬点坐标值进行参数优化 ꎻ 对转向轻便性和转向回正性分别进行了数值仿真和实车试验 ꎮ 结果表明 ꎬ 车辆的综合转向性能得到明显改善 ꎮ 关键词 : 电动汽车 ꎻ 参数优化 ꎻ 轮毂电机 ꎻ 转向性能 ꎻ 车轮定位参数 Steering Performance Optimization of an In wheel Motor Drive Electric Vehicle Zhang Zhiyong 1ꎬ2 ꎬ Zhang Feng 2 ꎬ Huang Caixia 3 & Liu Xin 1ꎬ2 1 Key Laboratory of Lightweight and Reliability Technology for Engineering Vehicleꎬ Hunan Provinceꎬ Changsha ꎻ 2 College of Automobile and Mechanical Engineeringꎬ Changsha University of Science and Technologyꎬ Changsha ꎻ 3 College of Mechanical and Vehicle Engineeringꎬ Hunan Universityꎬ Changsha [ Abstract] Aiming at the adverse effects of in wheel motor on the design of front suspension structure and vehicle handling stabilityꎬ the design of front suspension structure and parameters optimization are carried out. First ly a steering knuckle structure suitable for the front suspension of in wheel motor drive vehicle is designed within a vailable space and the coordinates of key hard points are preliminarily determined. Then with steering handiness as optimization objective and steering returnability as constraintꎬ an optimization model for wheel alignment parameters is established and a parameter optimization is conducted on the hard points coordinates of steering knuckle by using integrated platform of Isight and Adams / Car. Finally both numerical simulation and real vehicle test are performed on steering handiness and returnability. The results show that after optimization the overall steering performances of vehicle are obviously improved. Keywords: electric vehiclesꎻ parameters optimizationꎻ in wheel motorꎻ steering performanceꎻ wheel a lignment parameters 前言轮毂电机驱动电动汽车因其结构紧凑传动效率高转矩分配灵活等优点 ꎬ 成为电动汽车的一个研究热点 [1-2] ꎮ 但是 ꎬ 由于在轮毂上安装驱动电机后 ꎬ 会导致簧下质量增加较大 ꎬ 且轮毂电机的安装也给悬架的结构空间布置带来困难 ꎬ 设计不合理的悬架会严重影响轮毂电机驱动电动汽车的操纵稳定性 [3-4] ꎮ 因此 ꎬ 开展轮毂电机驱动电动汽车的转向性能研究具有十分重要的意义 ꎮ 车轮定位参数主要包括主销内倾角主销后倾国家自然科学基金 ( ) 和湖南省教育厅科研项目 (15B008ꎬ16C0906) 资助 ꎮ 原稿收到日期为 2017 年 8 月 21 日 ꎬ 修改稿收到日期为 2017 年 11 月 2 日 ꎮ 通信作者 : 张志勇 ꎬ 副教授 ꎬ 博士 ꎬE mail:zzy04@ 163.comꎮ

2 2018(Vol.40)No.10 张志勇 ꎬ 等 : 轮毂电机驱动电动汽车的转向性能优化 1207 角前轮外倾角和前轮前束角 ꎬ 这些参数对车辆的操纵稳定性影响很大 ꎮ 如果车轮定位参数与悬架或整车性能不匹配 ꎬ 轻则导致整车操纵稳定性变差 ꎬ 重则加速轮胎磨损或出现前轮摆振 ꎮ 4 个参数中 ꎬ 主销后倾角与主销内倾角主要影响转向的回正性和轻便性两方面 [5-6] ꎮ 由于这两个性能对车辆的操纵稳定性非常重要 ꎬ 因此成为研究的重点 ꎮ 例如文献 [7] 中针对车辆的转向回正性开展研究 ꎬ 认为小的主销后倾角和大的主销内倾角有利于改善转向回正性 ꎮ 但由于车辆转向的回正性和轻便性两个性能相互影响 ꎬ 如果仅基于其中一个性能进行参数优化 ꎬ 不能获得较优的综合转向性能 ꎮ 针对这一问题 ꎬ 文献 [5] 和文献 [8] 中提出了基于转向回正性和轻便性建立的四轮定位参数的优化方法 ꎬ 该方法既能保证汽车良好的回正性能 ꎬ 又能提高汽车的转向轻便性 ꎮ 但这些研究是以传统车辆的前悬架为研究对象 ꎬ 其方法和结论未必能直接应用于轮毂电机驱动电动汽车的悬架设计 ꎮ 为此 ꎬ 文献 [9] 中以麦弗逊式悬架为基础 ꎬ 开展适合轮毂电机安装的新悬架构型研究 ꎬ 提出以两个独立摆臂代替单个摆臂的结构 ꎬ 扩展了轮内空间 ꎮ 虽然通过优化分析得到了悬架参数 ꎬ 但该研究仅验证了悬架的抗侧倾性能 ꎬ 且未通过实车试验来验证分析结果 ꎮ 通过对已有相关研究成果的分析 ꎬ 基于转向性能的车轮定位参数优化存在以下两个不足 :(1) 已有研究基本上都是针对传统集中式驱动车辆的悬架 ꎬ 开展车轮定位参数优化研究 ꎬ 针对轮毂电机悬架的相关研究较少 ꎬ 特别是从改善转向性能角度开展的研究 ꎻ(2) 很多研究仅从理论上进行性能分析和参数优化 ꎬ 缺少实车试验验证 ꎮ 因此 ꎬ 本文中以轮毂电机驱动电动汽车为研究对象 ꎬ 首先在可利用的设计空间中开展适合轮毂电机安装的悬架设计 ꎻ 进而建立了基于转向性能的车轮定位参数优化模型 ꎬ 对转向节的硬点坐标进行优化 ꎻ 最后通过数值仿真和实车试验验证优化结果的有效性 ꎮ 1 悬架结构设计本研究基于众泰云 100 平台开发轮毂电机驱动系统 ꎬ 该车前悬架为麦弗逊悬架 ꎬ 安装轮毂电机的悬架如图 1 所示 ꎮ A 点为减振器与车身的铰接点 ꎬP 为轮胎中心 ꎬQ 为减振器与转向节的铰接点 ꎬE 为转向拉杆与转向节的铰接点 ꎬD 为转向梯形断开点 ꎬG 为悬架下摆臂的铰接点 ꎬH 1 和 H 2 分别为下摆臂与车身连接的前后铰接点 ꎬH 为摆臂中心 ꎬ 且 G H 垂直于 H 1 H 2 ꎮ 在安装轮毂电机后 ꎬ 下摆臂的铰接点无法深入轮毂内部 ꎬ 只能在 G H 线段附近选取另一个 G 点作为下摆臂的铰接点 ꎮ AG 为传统集中式驱动车辆的主销 ꎬAG 为轮毂电机驱动时的主销 ꎮ 两者相比较 ꎬ 易知后者的内倾角小于前者 ꎮ 正因如此 ꎬ 安装轮毂电机的悬架会对车辆的操纵稳定性产生较大影响 ꎬ 开展悬架参数优化的目的就是减小这种影响 ꎮ 在悬架设计过程中 ꎬ 为减小对车身的改动 ꎬ 将保留原悬架与车身的铰接点 ꎮ 因此 ꎬ 在可利用空间中结合原结构进行悬架杆件布置 ꎬ 需要确定的参数主要包括 EꎬG 和 Q 点的坐标值 ꎮ 因这 3 点都在转向节上 ꎬ 故本质上是对转向节的硬点进行参数优化 ꎮ 图 1 安装轮毂电机的悬架结构车轮的 4 个定位参数与悬架 AꎬGꎬP 和 Q 点的坐标值之间的关系如下 [10] : σ = arctan((y A -y G ) / (z A -z G )) (1) τ = arctan((x A -x G ) / (z A -z G )) (2) γ = arctan((z P -z Q ) / (y P -y Q )) (3) δ = arctan((x P -x Q ) / (y P -y Q )) (4) 式中 :σ 为主销内倾角 ꎬradꎻτ 为主销后倾角 ꎬradꎻγ 为轮胎外倾角 ꎬradꎻδ 为轮胎前束角 ꎬradꎻy A 表示 A 点的 Y 轴坐标值 ꎮ 其余符号依此类推 ꎮ 悬架运动时 ꎬ 下摆臂的铰接点 G 以 H 1 H 2 为轴 [11] 线 ꎬ 以 H 为圆心摆动 ꎬ 其轨迹方程为 (x G -x H ) 2 +(y G -y H ) 2 +(z G -z H ) 2 = l GH (5) 式中 l GH 为 GH 的长度 ꎬmꎮ 在选定主销内倾角和主销后倾角的前提下 ꎬ 联立式 (1) 式 ( 2) 和式 ( 5) 可求出 G 点的 3 个坐标值 ꎮ

3 1208 汽车工程 2018 年 ( 第 40 卷 ) 第 10 期前轮的前束角和外倾角是两个相互影响的角 [10] 度 ꎬ 其关系为 Llγ δ = R(4L+l) (6) 式中 :L 为轴距 ꎬmꎻR 为轮胎滚动半径 ꎬmꎻl 为轮胎接地印迹长度 ꎬmꎬ 计算公式为 l = (W-Δ)Δ (7) 式中 :W 为轮胎外径 ꎬmꎻΔ 为垂直载荷下轮胎变形量 ꎬ 其表达式为 Δ = NU(0 5G 1) 0 85 b 0 7 W 0 45 p 0 6 (8) 式中 :N 和 U 为系数 ꎬ 取值分别为 11 2 和 b+ 0 42ꎻb 为轮胎宽度 ꎬmꎻG 1 为前桥垂直载荷 ꎬNꎻp 为轮胎气压 ꎬMPaꎮ 在选定前轮前束角和外倾角的前提下 ꎬ 联立式 (3) 式 (4) 和式 (6) 可求出 Q 点的 3 个坐标值 ꎮ 同理 ꎬE 点的 3 个坐标值可参考文献 [11]ꎬ 通过求解定长约束和定向约束方程组获得 ꎮ 在确定 EꎬG 和 Q 3 个点的坐标值时 ꎬ 首先选取常用值作为 4 个车轮的定位参数 ꎬ 并测量安装轮毂电机后的可利用空间大小 ꎻ 然后以车轮中心 P 点为局部坐标系的原点 ꎬ 采用上述方法初步确定出减振器轴线与车轮轴线相交点 Q 的坐标为 ( 0ꎬ 180ꎬ 150 ) ꎬ 转向拉杆的外铰接点 E 的坐标为 ( -141ꎬ122ꎬ0) ꎬ 悬架下摆臂的铰接点 G 的坐标为 (0ꎬ98ꎬ-163) ꎻ 最后再根据悬架安装空间 ꎬ 计算出 3 个点坐标值的允许变动范围 ꎬ 作为后续优化模型的设计变量范围 ꎮ 通过车辆动力学仿真分析 ꎬ 比较下摆臂球铰点移动前后的转向性能 ꎬ 可知该点往车辆纵轴方向移动不仅会导致车辆的回正性变差 ꎬ 且还会增加转向力 ꎬ 说明在悬架中安装轮毂电机会降低车辆的转向性能 ꎮ 因此 ꎬ 研究如何改善轮毂电机驱动电动汽车的转向性能十分重要 ꎮ 2 转向力矩计算 2 1 回正力矩计算车轮转向时的回正力矩包括轮胎侧偏力引起的回正力矩主销内倾角引起的回正力矩和纵向力产 [12] 生的回正力矩 ꎬ 计算方法如下 ꎮ 侧偏力引起的回正力矩由 Fiala 轮胎模型计算侧偏力的公式为 3 F y = φ- φ2 3 +φ ö ç F Z μ+k γ γ (9) è 27ø 其中 φ = ktanξ / (F Z μ) 式中 :F y 为车轮侧偏力 ꎬNꎻφ 为无量纲侧偏角 ꎻk γ 为轮胎外倾刚度 ꎬN / radꎻμ 为滑动摩擦因数 ꎻF Z 为轮胎垂直载荷 ꎬNꎻξ 为侧偏角 ꎬradꎻk 为侧偏刚度 ꎬN / radꎮ 主销后倾的总拖距为 ε = ε 1 +ε 2 τr+l / 6 (10) 式中 :ε 为轮胎总拖距 ꎬmꎻε 1 为气胎拖距 ꎬmꎻε 2 为主销后倾拖距 ꎬmꎻr 为轮胎静力半径 ꎬmꎮ 化为轮胎侧偏力引起的回正力矩为 M 1 = 2F y εcosτ (11) 一般 τ<5 ꎬ 可近似认为 cosτ = 1ꎬ 因此式 (11) 简 M 1 = 2F y (τr+l / 6) (12) 主销内倾引起的回正力矩由主销内倾角引起的回正力矩为 M 2 = G 1asin(σ+γ) 4 csc 2 φsin(arccot(b/ L+cotφ)) ö ç +sinφ è 1+(B/ L+cotφ) 2 ø (13) 式中 :φ 为前轮转向角 ꎬradꎻB 为前轮两主销轴线与地面交点间距离 ꎬmꎻa 为转向节节点到前轮安装中心平面距离 ꎬmꎮ 纵向力引起的回正力矩由于左右轮胎对主销产生的回正力矩 ꎬ 大小相等而方向相反 ꎬ 所以可认为相互抵消 ꎬ 纵向力产生的回正力矩为零 ꎮ 综上所述 ꎬ 车轮转向时的总回正力矩为 M Z = M 1 +M 2 = G 1asin(σ+γ) csc 2 φsin(arccot(b/ L+cotφ)) ö ç +sinφ +2F è 1+(B/ L+cotφ) 2 y (τr+l / 6) ø (14) 回正阻力矩计算回正阻力矩 M f 由主销回转时在衬套和推力轴承处受到的摩擦阻力矩 M f1 转向传动机构铰链中的摩擦阻力矩与转向器反转时的阻力矩之和 M f2 以及路面与轮胎之间的摩擦力矩 M f3 3 部分组成 [5] ꎮ 其中 M f1 可由经验公式计算 : M f1 = G 1 K f 1 r 1 + 2a ö ç f 2 r 2 (15) è l AB ø 式中 :f 1 和 f 2 分别为上下主销轴承与衬套之间的摩擦因数 ꎻr 1 和 r 2 分别为转向节上下销孔半径 ꎬmꎻl AB

4 2018(Vol.40)No.10 张志勇 ꎬ 等 : 轮毂电机驱动电动汽车的转向性能优化 1209 为转向节上下主销孔中心线间距 ꎬmꎻK 为前桥动载系数 ꎮ M f2 取值一般在 35 ~ 40N m 之间 ꎮ M f3 采用如下经验公式计算 : M f3 = 0 001G 1 Kr (16) 因此 ꎬ 汽车的总回正阻力矩为 M f = M f1 +M f2 +M f3 = 35+G 1 K f 1 r 1 + 2a ö ç f 2 r G 1 Kr (17) è l AB ø 3 转向性能评价指标的确定车辆转向时 ꎬ 只有当驾驶员转向力矩大于回正力矩与回正阻力矩之和时 ꎬ 转向盘才会转动 ꎬ 驾驶员转动转向盘的转向力矩为 f h M Z +M f i T (18) 式中 i T 为转向系传动比 ꎮ f h 越小表示转向越轻便 ꎬ 因此定义转向盘力矩为表征转向轻便性的评价指标 ꎮ 另一方面 ꎬ 要实现转向轮的自动回正 ꎬ 转向回正力矩要大于回正阻力矩 ꎮ 在自动回正的过程中 ꎬ 回正力矩逐渐变小 ꎬ 当回正力矩等于回正阻力矩时 ꎬ 转向轮停止回正 ꎮ 根据式 (14) 和式 (17) 可得 (G 1 asin(σ+γ) / 4) csc 2 φsin(arccot(b / L+cotφ)) ö ç +sinφ + è 1+(B / L+cotφ) 2 ø 2F y (τr+l / 6)= 35+G 1 K f 1 r 1 + 2a ö ç f 2 r 2 + è l AB ø 0 001G 1 Kr (19) 此时的转向角 φ 可认为是残留转角 Δφꎮ 根据残留转角 Δφ 与残留横摆角速度 Δγ 存在的关系得 Δγ = V Δφ (20) L 式 (19) 可视为残留横摆角速度关于主销内倾角和主销后倾角的隐式函数 ꎮ 虽然残留横摆角速度一般是用于表征转向回正性的性能指标 ꎬ 而利用式 (20)ꎬ 残留转角也可用于表征转向回正性能 ꎮ 为进一步简化转向回正性的性能指标 ꎬ 定义 Π 为 Π = csc 2 (Δφ)sin(arccot(B / L+cot(Δφ))) / (1+(B / L+cot(Δφ)) 2 ) +sin(δφ) (21) 从式 (21) 可看出 ꎬΠ 是关于残留转角的一元函数 ꎬ 且关于自变量单调递增 ꎬ 因此 Π 也可作为表征转向回正性的性能指标 ꎮ 将式 (21) 代入式 (19)ꎬ 可得最终的转向回正性评价指标为 Π = 4( 35+G 1K f 1 r 1 + 2a ö ç f 2 r 2 + è l AB ø 0 001G 1 Kr-2F y (τr+l / 6)) / (G 1 asin(σ+γ)) (22) 从转向轻便性的评价指标 ( 式 (18)) 和转向回正性的评价指标 ( 式 (22)) 可看出 ꎬ 两者都是主销内倾角和主销后倾角的函数 ꎬ 此关系为通过优化这两个角来改善转向性能提供了可能 ꎮ 4 悬架参数优化 4 1 目标函数由于车辆的转向轻便性和转向回正性是一对相互矛盾的性能 ꎬ 即在改善转向轻便性的同时会导致转向回正性变差 ꎮ 为此 ꎬ 本文中以转向盘的转向力矩为目标函数 ꎬ 以残留横摆角速度为约束条件对主销内倾角和主销后倾角进行优化 ꎬ 实现在提高转向轻便性的同时得到可接受的转向回正性 ꎮ 在车辆转向时 ꎬ 转向力矩须克服转向轮转向回正力矩与转向阻力矩 ꎬ 车轮才能转动 ꎮ 如果能使回正力矩和回正阻力矩之和减小 ꎬ 驾驶员转动转向盘的转向力矩也会减小 ꎬ 转向盘就会轻便 ꎮ 因此 ꎬ 定义最小化转向盘力矩为目标函数 ꎬ 即 minf h = min M +M Z f ö ç (23) è i T ø 4 2 约束条件值为 [13] 根据国家标准规定 ꎬ 残留横摆角速度的评分 40 N Δγ = 60+ (Δγ 60 -Δγ) (24) Δγ 60 -Δγ 100 式中 :Δγ 60 为残留横摆角速度绝对值的下限值 ꎬ( ) / sꎻδγ 100 为残留横摆角速度绝对值的上限值 ꎬ( ) / sꎮ 在确定残留横摆角速度的约束条件时 ꎬ 首先 ꎬ 选择转向回正性的期望评分区间为 [60ꎬ90]ꎬ 即认为在这个区间内的转向回正性是可接受范围 ꎻ 然后根据式 (24) 计算出残留横摆角速度 Δγ 的约束区间为 [0 5ꎬ2]ꎻ 进而利用式 (20) 和式 (21) 分别计算出残留转角和 Π 的约束区间 ꎻ 最后 ꎬ 通过式 (22) 可得到关于主销内倾角与主销后倾角为函数的约束条件表达式 :

5 1210 汽车工程 2018 年 ( 第 40 卷 ) 第 10 期 τ (25) sin(σ+0 5) 由此可知 ꎬ 如果主销后倾角与主销内倾角满足式 (25) 的要求 ꎬ 就可保证转向回正性评分在 [ 60ꎬ 90]ꎬ 满足期望的转向回正性 ꎮ 同时 ꎬ 主销内倾角和主销后倾角应在合理的范围内 ꎮ 因此 ꎬ 定义主销内倾角的约束区间为 [6 ꎬ12 ]ꎬ 主销后倾角的约束区间为 [1 ꎬ4 ] [5] ꎮ 4 3 设计变量转向节的硬点对车轮定位参数影响较大 ꎬ 且不同的硬点对车轮定位参数的影响程度和方式不同 ꎮ 因此 ꎬ 在对主销内倾角和主销后倾角进行 ꎬ 首先利用车轮同向跳动仿真 ꎬ 通过拉丁超立方试验方法 ꎬ 对转向节硬点做灵敏度分析 ꎬ 筛选出对主销内倾角和主销后倾角影响较大的转向节硬点作为设计变量 ꎮ 通过分析可知 ꎬ 下摆臂铰接点的 3 个坐标值对主销后倾角和主销内倾角影响较大 ꎬ 因此将其选为设计变量 ꎮ 需要说明的是 ꎬ 在进行转向节设计时 ꎬ 为方便选择了车轮中心 P 为局部坐标系的原点 ꎬ 但车轮中心 P 在整车坐标系中的坐标为 ( ꎬ ꎬ 330)ꎬ 因此下摆臂铰接点的坐标值作为设计变量时需要进行坐标转换 ꎮ 根据前悬架的可利用设计空间 ꎬ 经坐标变换后确定出设计变量在整车坐标系下的寻优范围 ꎬ 即下摆臂铰接点的 XꎬY 和 Z 轴的坐标值的取值范围分别为 [562 25ꎬ582 25] [ ꎬ ] 和 [155 39ꎬ175 39]ꎮ 4 4 参数优化所研究的轮毂电机驱动电动汽车的主要参数如表 1 所示 ꎮ 在 Isight 和 Adams / Car 的集成优化平台下对转向节硬点进行优化 ꎬ 流程如图 2 所示 ꎮ 选择多岛遗传算法作为参数优化算法 ꎬ 设置种群数为 8ꎬ 岛数为 5ꎬ 遗传代数为 20ꎮ Isight 除能进行数据计算外 ꎬ 还实现遗传算法与 Adams / Car 之间的数据交换 ꎮ 首先 Isight 将一代设计变量的种群数据传送至 Adams / Carꎬ 并实现车辆动力学模型的参数修改 ꎮ 利用 Adams / Car 提取车辆动力学模型的主销内倾角和主销后倾角后输出给 Isight 的 Cal culator 模块计算回正力矩和回正阻力矩 ꎮ 遗传算法利用计算的力矩信号计算目标函数 ꎬ 进而检验约束条件是否满足 ꎬ 最终实现下摆臂铰接点坐标值的寻优 ꎮ 表 1 车辆参数序号技术参数名称符号数值 1 轮胎宽度 b 165mm 2 前桥垂直载荷 G N 3 轴距 L 2 360mm 4 转向节节点到前轮安装中心平面距离 a 95mm 5 转向系传动比 i T 18 6 轮胎静力半径 r 355mm 7 转向盘直径 S 400mm 8 轮胎气压 p 0 25MPa 9 侧偏刚度 k 600N ( ) 轮胎外倾刚度 k γ 50N ( ) 主销上轴承与衬套之间摩擦因数主销下轴承与衬套之间摩擦因数 f f 转向节上销孔半径 r 1 23mm 14 转向节下销孔半径 r 2 23mm 15 转向节上下主销孔中心线间距离 l AB 130mm 16 前桥动载系数 K 车轮外倾角 γ 前轮两主销轴线与地面交点间距离 B 1 450mm 后的设计变量对比如表 2 所示 ꎮ 的主销内倾角与主销后倾角分别为 9 2 和 2 3 ꎬ 满足约束条件 ꎮ 表 2 设计变量后设计变量坐标值坐标值下摆臂铰接点 X 坐标下摆臂铰接点 Y 坐标下摆臂铰接点 Z 坐标

力角检测仪获得车速和转向盘转角信号外ꎬ 还利用课题组开发的试验程序实现ＳＴＭ３２Ｆ４单片机对６轴传感器ＭＰＵ６０５０信号同步采集ꎬ最终获得车辆的横摆角速度的信号ꎮ 实车试验设备如图４所示ꎮ 图２５参数优化流程优化结果验证图４通过数值仿真和实车试验两种方法进行优化结果的有效性验证ꎮ 首先根据的转向节硬点坐

6 ２０１８( Ｖｏｌ.４０) Ｎｏ.１０１２１１张志勇ꎬ等:轮毂电机驱动电动汽车的转向性能优化转角传感器固定在实车转向盘上ꎬ转向盘的力矩和转角信号由ＨＣＺ力角测量仪采集力矩转角传感器的信号而获得ꎮ 同时ꎬＨＣＺ力角测量仪接收ＧＰＳ天线的卫星信号进行车速检测ꎮ ＨＣＺ力角测量仪通过安装在计算机上的ＰＣＭ汽车动态性能测试系统软件进行数据的记录分析和通信ꎮ 评价转向回正性时ꎬ除利用ＨＣＺ力角检测仪获得车速和转向盘转角信号外ꎬ 还利用课题组开发的试验程序实现ＳＴＭ３２Ｆ４单片机对６轴传感器ＭＰＵ６０５０信号同步采集ꎬ最终获得车辆的横摆角速度的信号ꎮ 实车试验设备如图４所示ꎮ 图２５参数优化流程优化结果验证图４通过数值仿真和实车试验两种方法进行优化结果的有效性验证ꎮ 首先根据的转向节硬点坐标值对车辆动力学模型的前悬架硬点进行修改ꎬ与此同时ꎬ试制了转向节样机ꎬ并装车进行实车试验ꎬ 如图３所示ꎻ然后再根据国家标准的试验方法进行转向轻便性和转向回正试验ꎻ最后对比分析后的转向性能ꎮ ５１实车试验设备转向回正性验证依据国家标准 [１４] 的试验方法ꎬ车辆在低速下直线行驶ꎬ然后转动转向盘ꎬ使车辆沿半径为１５ｍ的圆周行驶ꎮ 调整车速ꎬ 使侧向加速度达到４ｍ / ｓ２ ꎮ 稳定转向盘与车速ꎬ３ｓ后松开转向盘并记录松开后４ｓ的横摆角速度ꎮ 试验过程中ꎬ向左和向右转向各３次ꎬ后的转向回正的横摆角速度曲线如图５和图６所示ꎮ 图５图３左转时的横摆角速度由图５和图６可知ꎬ车辆在左转和右转两个工轮毂电机驱动电动汽车实车试验中ꎬ评价转向轻便性时ꎬ将转向盘力矩况下ꎬ从１０ｓ开始到转向盘回正结束ꎬ的横摆角速度比的横摆角速度明显减小ꎬ说明优化后的车辆回正性得到了改善ꎮ 另外ꎬ仿真的

7 1212 汽车工程 2018 年 ( 第 40 卷 ) 第 10 期图 6 右转时的横摆角速度横摆角速度与试验的横摆角速度比较接近 ꎬ 说明建立的车辆动力学模型具有较高的精度 ꎬ 能准确反映车辆的动力学性能 ꎮ 根据国家标准 [14] ꎬ 计算 3s 后的残留横摆角速度和横摆角速度总方差两项评价指标 ꎮ (1) 第 i 周的横摆角速度总方差为 r iꎬj 2 é E ri = n ö ù ê ç - 0 5ú Δt (26) ê ë j = 0 èr ú iꎬ0 ø û 式中 :r iꎬj 为第 i 周 (i = 1 ~ 3) 横摆角速度响应时间历程曲线瞬时值 ꎬ( ) / sꎻr iꎬ0 为第 i 周 ( i = 1 ~ 3) 横摆角速度响应初始值 ꎬ( ) / sꎻδt 为采样时间 ꎬsꎮ (2) 横摆角速度总方差均值为 E r = 3 E ri / 3 (27) i = 1 转向回正性的两项评价指标结果如表 3 所示 ꎮ 在获得转向回正性评价值的基础上再进行评分 ꎬ 最终获得两项指标的统一评分 ꎮ 其中 ꎬ 残留横摆角速度的评分根据式 (24) 计算评分值 N Δγ ꎮ 横摆角速度总方差的评分值为 40 N y = 60+ (E y60 -E y ) (28) E y60 -E y100 式中 :E y60 为横摆角速度总方差的下限值 ꎻE y100 为横摆角速度总方差的上限值 ꎻE y 为横摆角速度总方差的试验值 ꎮ 转向回正性的评分结果如表 4 所示 ꎮ 由表可知 ꎬ 车辆的转向回正性能评分很低 ꎬ 说明转向回正性较差 ꎮ ꎬ 在左转和右转两个工况下 ꎬ 数值仿真与试验的综合评分分别是 67 4ꎬ 63 9 和 68 9ꎬ62 6ꎮ 虽然通过对转向节的硬点进行参数优化后 ꎬ 车辆的转向回正性能得到明显改善 ꎬ 但评分仍较低 ꎬ 并未获得较优的转向回正性 ꎮ 5 2 左转右转表 4 后转向回正性能评分表工况 N Δr N y 综合评分转向轻便性验证仿真仿真试验仿真仿真试验 [14] 依据国家标准对转向节参数后的车辆进行转向轻便性试验 ꎮ 试验时 ꎬ 车速保持在 10km / h 左右 ꎬ 转动转向盘 ꎬ 使车辆沿最小曲率半径为 5 5m 的双纽线路径行驶 ꎬ 试验共进行 3 次 ꎮ 优化前后仿真与实车试验的转向力矩如图 7 所示 ꎮ 表 3 后转向回正性能评价值工况残留横摆角速度 / (( ) s -1 ) 总方差仿真左转右转仿真试验仿真仿真试验图 7 后的转向力矩由图 7 可知 ꎬ 仿真与实车试验的转向力矩比的转向力矩明显减小 ꎬ 说明车辆的转向盘变轻 ꎬ 转向轻便性得到了改善 ꎮ 同时 ꎬ 数值仿真与实车试验的转向力比较接近 ꎬ 进一步验证了所建立的车辆动力学模型具有较高的精度 ꎮ

8 2018(Vol.40)No.10 张志勇 ꎬ 等 : 轮毂电机驱动电动汽车的转向性能优化 1213 [14] 依据国家标准试验方法 ꎬ 表征转向轻便性的指标主要包括 : 沿双纽线路径转弯时转向盘最大作用力矩均值转向盘最大作用力均值转向盘作用功均值转向盘的平均摩擦力矩均值和转向盘平均摩擦力均值 5 种 ꎬ 计算方法如下 ꎮ (1) 转向盘最大作用力矩均值 M max = i = 1 M imax (29) 式中 M imax 为第 i 周 (i = 1 ~ 3) 转向盘转向力矩绝对值的最大值 ꎬN mꎮ (2) 转向盘最大作用力均值 F max = 2M max / D s (30) 式中 D s 为转向盘直径 ꎬmꎮ (3) 转向盘作用功均值 W = W i (31) i = 1 式中 W i 为第 i 周的转向盘作用功 ꎬJꎮ W i = 1 n-1 M iꎬj (θ iꎬj+1 - θ iꎬj ) (32) 57 3 j = 1 式中 :θ iꎬj 和 θ iꎬj+1 分别为第 i 周 (i = 1 ~ 3) 第 j 和 j+1 个采样点处的转向盘转角 ꎬ( )ꎻM iꎬj 为第 i 周 (i = 1 ~ 3) 第 j 个采样点处转向力矩 ꎬN mꎮ (4) 转向盘的平均摩擦力矩均值 M = i = W 1 2( θ imaxꎬl + θ imaxꎬr ) (33) 式中 :θ imaxꎬl 和 θ imaxꎬr 为第 i 周 ( i = 1 ~ 3) 转向盘向左和向右最大转角 ꎬ( )ꎮ 所示 ꎮ (5) 转向盘平均摩擦力均值 F = 2M / D s (34) 根据上述性能指标计算公式 ꎬ 计算结果如表 5 表 5 评价指标后转向轻便性评价指标仿真仿真试验最大作用力矩均值 / (N m) 最大作用力均值 / N 作用功均值 / J 平均摩擦力矩均值 / (N m) 平均摩擦力均值 / N [13] 同理 ꎬ 依据国家标准进行评分 ꎬ 内容如下 ꎮ (1) 转向盘平均作用力评分 40 N Fa = 60+ (F a60 -F a ) (35) F a60 -F a100 式中 :F a60 为转向盘平均操舵力的下限值 ꎻF a100 为转向盘平均操舵力的上限值 ꎻF a 为转向盘平均操舵力的试验值 ꎮ (2) 转向盘最大作用力的评分 40 N Fm = 60+ (F m60 -F m ) (36) F m60 -F m100 式中 :F m60 为转向盘最大操舵力的下限值 ꎻF m100 为转向盘最大操舵力的上限值 ꎻF m 为转向盘最大操舵力的试验值 ꎮ (3) 综合评分为 N Q = N Fa +η F N Fm 1+η F (37) 式中 :η F 为与汽车最大总质量有关的加权系数 ꎬη F = G a ꎬG a 为汽车最大总质量 ꎬtꎮ 根据上述评分方法 ꎬ 计算结果如表 6 所示 ꎮ 表 6 评分项目后转向轻便性评分表仿真仿真试验转向盘平均作用力转向盘最大作用力综合评分由表 6 可知 ꎬ 数值仿真的转向轻便性的综合评分为 72 2ꎬ 数值仿真与试验的转向轻便性综合评分分别为 90 1 和 82 9ꎬ 分别提高了 24 8% 和 14 8%ꎬ 说明的转向轻便性能得到了较大改善 ꎮ 6 结论基于转向性能对轮毂电机驱动电动汽车的前悬架转向节进行设计和参数优化 ꎬ 并通过数值仿真和实车试验进行优化结果的有效性验证 ꎬ 得到如下结论 ꎮ (1) 以转向轻便性为优化目标 ꎬ 将转向回正性处理为约束条件的方法 ꎬ 能确保获得较优的综合转向性能 ꎮ (2) 数值仿真和实车试验均表明 ꎬ 的转向节使车辆的综合转向性能得到明显改善 ꎮ

9 1214 汽车工程 2018 年 ( 第 40 卷 ) 第 10 期 (3) 在不修改悬架与车身连接硬点的条件下进行转向性能优化 ꎬ 由于优化空间较小 ꎬ 获得的转向回正性一般 ꎮ 因此 ꎬ 有必要针对轮毂驱动电动汽车开发全新的悬架系统 ꎮ 参考文献 [1] 余卓平 ꎬ 冷搏. 分布式驱动电动汽车的差动助力转向控制 [ J]. 汽车工程 ꎬ2017ꎬ39(3): [ 2] CHEN Lꎬ BIAN Mꎬ LUO Yꎬ et al. Tire road friction coefficient es timation based on the resonance frequency of in wheel motor drive system[ J]. Vehicle System Dynamicsꎬ2016ꎬ54(1):1-19. [3] WANG Rꎬ JING Hꎬ YAN Fꎬ et al. Optimization and finite fre quency H control of active suspensions in in wheel motor driven electric ground vehicles [ J ]. Journal of the Franklin Instituteꎬ 2015ꎬ352(2): [4] 马英 ꎬ 邓兆祥 ꎬ 谢丹. 轮毂电机悬架构型分析与优化 [ J]. 中南大学学报 : 自然科学版 ꎬ2014ꎬ45(9): [5] 马骏 ꎬ 钱立军. 前轮定位参数优化设计和试验的研究 [ J]. 汽车工程 ꎬ2014ꎬ36(2): [6] VO Dꎬ JAZAR R Nꎬ FARD M. Kinematics of a steering tyre with adjustable caster [ J ]. International Journal of Vehicle Designꎬ 2017ꎬ74(2): [7] CHO Y G. Vehicle steering returnability with maximum steering wheel angle at low speeds[ J]. International Journal of Automotive Technologyꎬ2009ꎬ10(4): [8] 靳立强 ꎬ 宋传学 ꎬ 彭彦宏. 基于回正性与轻便性的前轮定位参数优化设计 [J]. 农业机械学报 ꎬ2006ꎬ37(11): [9] 陈龙 ꎬ 董红亮 ꎬ 李利明. 适合轮毂电机驱动的新型悬架系统设计 [J]. 振动与冲击 ꎬ2015ꎬ34(8): [10] 陆建辉 ꎬ 周孔亢 ꎬ 郭立娜 ꎬ 等. 电动汽车麦弗逊前悬架设计及参数优化 [J]. 机械工程学报 ꎬ2012ꎬ48(8): [11] 耿庆松 ꎬ 秦伟 ꎬ 黄勇刚 ꎬ 等. 麦弗逊独立悬架空间运动学分析 [J]. 机械设计与制造 ꎬ2015(1): [12] 魏道高 ꎬ 周福庚 ꎬ 李磊 ꎬ 等. 双横臂独立悬架的前轮主销内倾角算法研究 [J]. 汽车工程 ꎬ2005ꎬ27(4): [13] 汽车操纵稳定性指标限值与评价方法 :QC / T [ S]. 北京 : 中国标准出版社 ꎬ2005. [14] 中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局. 汽车操纵稳定性试验方法 :GB / T [S] ( 上接第 1199 页 ) [10] 曾荣 ꎬ 左厅 ꎬ 江征风 ꎬ 等. 周向长弧形弹簧式双质量飞轮迟滞非线性扭转特性模型研究 [ J]. 中国机械工程 ꎬ2015ꎬ26 ( 16): [11] 崔红伟. 液黏调速离合器摩擦副转矩特性研究 [D]. 北京 : 北京理工大学 ꎬ2014. [12] 胡寿松. 自动控制原理 [M].5 版. 北京 : 科学出版社 ꎬ2007. [13] 牛奎铭 ꎬ 程秀生 ꎬ 高炳钊 ꎬ 等. 双离合器式自动变速器换挡特性研究 [J]. 汽车工程 ꎬ2004ꎬ26(4): [14] 赵治国 ꎬ 仇江海.DCT 车辆起步及换挡过程双离合器 H 鲁棒控制 [J]. 中国机械工程 ꎬ2012ꎬ23(6): [15] 陈伯时. 电力拖动自动控制系统运动控制系统 [ M].3 版. 北京 : 机械工业出版社 ꎬ2003. [16] 章桐 ꎬ 刘普辉. 汽车燃油经济性及动力性与驾驶性客观评价体系 [J]. 同济大学学报 ( 自然科学版 )ꎬ2015ꎬ43 ( 12): ( 上接第 1205 页 ) [2] 闫清东 ꎬ 于涛 ꎬ 魏巍. 液力变矩器闭解锁控制策略研究 [ J]. 机械 Torque converter clutch control using H loop shaping[ C]. SAE 科学与技术 ꎬ2013ꎬ32(2): Paper [3] 徐安 ꎬ 乔向明 ꎬ 刘圣田. 汽车自动变速器锁止离合器控制策略 [J]. 汽车工程 ꎬ2004ꎬ26(3): [9] OTANEZ Pꎬ SAMIE Fꎬ LEE Cꎬ et al. Aggressive torque converter clutch slip control and driveline torsional velocity measurements [4] 李春芾 ꎬ 陈慧岩 ꎬ 等. 重型车辆液力变矩器闭解锁控制技术的试 [C]. SAE Paper 验研究 [J]. 汽车工程 ꎬ2010ꎬ32(2): [10] 刘振杰. 起步工况下液力变矩器闭锁离合器滑差控制技术研 [5] 谢硕 ꎬ 吴光强 ꎬ 周凡华 ꎬ 等. 液力变矩器滑摩离合器控制压力计究 [D]. 长春 : 吉林大学 ꎬ2013. 算方法 [J]. 汽车技术 ꎬ2002(4):1-4. [11] 朱经昌 ꎬ 魏宸官 ꎬ 郑慕侨 ꎬ 等. 车辆液力传动 [ M]. 北京 : 国防工 [6] 陈清洪 ꎬ 秦大同 ꎬ 叶心. 液力变矩器闭锁离合器的最优滑摩控制业出版社 ꎬ1982. [J]. 中国机械工程 ꎬ2009ꎬ20(11): [12] 郭西全. 基于多片湿式离合器的商用车起步过程的仿真研究 [7] ADACHI Kꎬ OCHI Yꎬ SEGAWA S. Slip control for a lock up [D]. 长春 : 吉林大学 ꎬ2014. clutch with a robust control method[ C]. SICE Annual Conference in Sapporoꎬ2004: [13] 刘海鸥 ꎬ 鲁佳 ꎬ 潘春 ꎬ 等.AMT 重型越野车辆坡道起步改进控制策略 [J]. 北京理工大学学报 ꎬ2015ꎬ35(1): [8] DOURRA Hꎬ KEDAR DONGARKAR Gꎬ ELASHHAB Sꎬ et al.

5 551 [3-].. [5]. [6]. [7].. API API. 1 [8-9]. [1]. W = W 1) y). x [11-12] D 2 2πR = 2z E + 2R arcsin D δ R z E = πr 1 + πr ) 2 arcsin

5 551 [3-].. [5]. [6]. [7].. API API. 1 [8-9]. [1]. W = W 1) y). x [11-12] D 2 2πR = 2z E + 2R arcsin D δ R z E = πr 1 + πr ) 2 arcsin 38 5 216 1 1),2) 163318) 163318). API. TE256 A doi 1.652/1-879-15-298 MODE OF CASING EXTERNA EXTRUSION BASED ON THE PRINCIPE OF VIRTUA WORK 1) ZHAO Wanchun,2) ZENG Jia WANG Tingting FENG Xiaohan School