趙德陽 李剛 白鴻飛

摘 要：采用四輪獨立驅(qū)動與線控轉(zhuǎn)向的試驗車懸架系統(tǒng)和傳統(tǒng)汽車有較大的差別。文章在詳盡分析獨立驅(qū)動與線控轉(zhuǎn)向試驗車特點后，確定了懸架系統(tǒng)的方案并對所設計懸架系統(tǒng)參數(shù)進行設計計算。應用CATIA軟件進行三維建模;最后應用ANSYS軟件對懸架系統(tǒng)中主要零件立柱進行了有限元分析。

關鍵詞：電動汽車;線控轉(zhuǎn)向;懸架;有限元分析

中圖分類號：U462 ?文獻標識碼：A ?文章編號：1671-7988（2020）05-84-03

Abstract： The suspension system of the test vehicle with four-wheel independent drive and steer by wire is quite different from that of the traditional vehicle.In this paper， after analyzing the characteristics of independent drive and steer-by-wire test vehicle， the scheme of suspension system is determined， and the parameters of suspension system are designed and calculated. 3D modeling established by CATIA. Finally， the finite element analysis of the main parts of the suspension system column is carried out with ANSYS software.

Keywords： Electric vehicle; Steer-by-wire; Suspension; Finite element analysis

前言

在大力發(fā)展新能源汽車的環(huán)境下，純電動汽車的普及適合我國的國情，是我國應該主導發(fā)展的新能源汽車形式。在純電動汽車中，分布式獨立驅(qū)動電動汽車是其重要組成部分和發(fā)展方向，被認為是電動汽車的終極形式。該種形式的電動汽車由于其獨特的結(jié)構，需要對其重新設計。本文研究的四輪獨立驅(qū)動與轉(zhuǎn)向試驗車由于四輪單獨采用電機進行轉(zhuǎn)向，轉(zhuǎn)向輪之間取消了機械連接，因此該試驗車的懸架系統(tǒng)和傳統(tǒng)汽車存在較大的差別，在設計上應采用新的方案設計并計算，并且還需滿足獨立轉(zhuǎn)向和獨立驅(qū)動控制中的相關要求。本文分析確立了四輪獨立驅(qū)動與轉(zhuǎn)向試驗車的懸架系統(tǒng)方案，對懸架系統(tǒng)的參數(shù)進行了計算，最后對主要部件進行了有限元受力分析。

1 懸架方案確定

由于試驗車采用單個車輪電機獨立轉(zhuǎn)向的方式，取消了機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中轉(zhuǎn)向梯形的結(jié)構，因此為了避免試驗車在正常驅(qū)動時，輪胎所受縱向力，即驅(qū)動力對轉(zhuǎn)向電機輸出軸產(chǎn)生附加力矩，使正常行駛中轉(zhuǎn)向電機輸出軸承受額外轉(zhuǎn)矩，故設計中需使轉(zhuǎn)向電機的轉(zhuǎn)向軸線與輪胎垂直于地面的中心線重合。由于試驗車采用線控轉(zhuǎn)向，因此方向盤的反饋力矩應由路感模擬電機提供，同時轉(zhuǎn)向輪依靠電機驅(qū)動，不需要轉(zhuǎn)向后的回正力矩，并且如果輪胎上下跳動時，當主銷軸線與轉(zhuǎn)向電機的轉(zhuǎn)向軸線存在角度，會使得轉(zhuǎn)向電機輸出端承受側(cè)向力，綜上原因，設計中使主銷軸線（導軌所在直線）與轉(zhuǎn)向電機的轉(zhuǎn)向軸線平行，避免此問題，即試驗車主銷后傾角和注銷內(nèi)傾角均設計為零。懸架系統(tǒng)導向機構采用直線軸承配合，避免了軸線不重合時可能出現(xiàn)的卡死現(xiàn)象[1][2]。

懸架立柱材料選擇7075航空鋁，在保證強度的基礎上，盡可能的降低了懸架系統(tǒng)的簧下質(zhì)量，使整車操作穩(wěn)定性和平順性得到更好的改善。懸架系統(tǒng)結(jié)構三維建模如圖1所示。

1.減振器 2.導軌 3.減震器支撐吊耳 4.立柱 5.法蘭

6.導軌支架 7.直線軸承 8.加強支撐

2 懸架參數(shù)設計

試驗車設計的滿載質(zhì)量900kg，懸架簧載下質(zhì)量與簧載上質(zhì)量比值為20：80，由于試驗車采用對稱布置，電池組位于車架中心，因此前后軸荷比為50：50?；诖?，得到：

試驗車前懸架簧載上質(zhì)量：m1=900×0.5×0.8=360kg

試驗車后懸架簧載上質(zhì)量：m2=900×0.5×0.8=360kg

2.1 自振頻率（固有頻率）選取

n1、n2分別為汽車前、后懸架的固有頻率（亦稱偏頻），在一定范圍內(nèi)偏頻越小，則汽車的平順性越好[1]?？紤]到試驗車為模型車，首先需要滿足整車功能的實現(xiàn)，應具有更高的操作穩(wěn)定性?？紤]到試驗車軸荷比1：1，且四個輪邊總成完全相同，故取得前后偏頻相同，取n1=1.9Hz，n2=1.9Hz。

2.2 懸架的乘適剛度計算

汽車前、后部分車身的自振頻率n1和n2（亦稱偏頻）可用下式表示：

2.3 懸架靜撓度計算[2]

2.4 懸架動撓度計算

2.5 彈簧剛度

3 主要部件受力分析

懸架系統(tǒng)的三維立體模型應用CATIA建立，受力分析采用ANSYS有限元分析軟件。首先應用ANSYS打開CATIA V5版本設計的立柱零件，再進入高級仿真，對模型進行網(wǎng)格的劃分和賦予材料屬性，對模型進行約束與載荷的施加。之后，即可應用求解工具進行求解[4]。解算完成后，在仿真導航器里導入仿真結(jié)果，選擇相應的參數(shù)類別，以顯示出結(jié)果。

立柱有限元分析如圖4所示?？梢钥闯隽⒅淖畲髴?3MPa，發(fā)生在立柱與卡鉗連接的螺栓孔處，通過查閱文獻可知此應力值比起7075鋁的應力要小許多，屬于安全范疇[5]。因此，立柱采用7075鋁保證強度的同時減輕了輪邊總成質(zhì)量并減小了機械加工難度。

4 結(jié)論

通過懸架系統(tǒng)方案論證和參數(shù)計算，建立了試驗車懸架系統(tǒng)的CATIA三維模型?？梢钥闯?，試驗車懸架系統(tǒng)的設計有效規(guī)避了驅(qū)動力造成的額外轉(zhuǎn)矩和回正力矩對線控轉(zhuǎn)向電機的影響，滿足獨立驅(qū)動與轉(zhuǎn)向控制的需求。同時，對懸架系統(tǒng)主要受力零件立柱進行有限元受力分析，可以得到立柱設計滿足要求。

參考文獻

[1] 王望予.汽車設計[M].第四版.北京：機械工業(yè)出版社，2011.

[2] 蔡興旺，付曉光.汽車構造與原理[M].第二版.北京：機械工業(yè)出版，2011.

[3] 聞邦椿.機械設計手冊[M].第二版.北京：機械工業(yè)出版社，2010.

[4] 周炬，蘇金英.ANSYS Workbench有限元分析實例詳解.北京：人民郵電出版社，2017.

[5] 劉然慧，郭新柱，黃玉國.材料力學[M].北京：化學工業(yè)出版社，2017.