電動輪的優化設計

陳金榮，楊小祥，趙禮輝

（200093上海市 上海理工大學 機械工程學院）

0 引言

由于能源和環保問題，各國正在大力發展新能源汽車。現階段的新能源汽車以電動車為主，其動力來源是電動機。由于體積沒有燃油發動機那么大，所以在布置形式上非常靈活，目前主要有3種布置：中央、輪邊及輪轂電機驅動。中央電動機的底盤結構較為復雜，造成乘坐空間十分狹小，而且，當動力通過傳動系統之后，會有一定的能量損失，造成能量利用率低下。另外，這種傳動系統在新能源汽車行駛過程中會產生較大的噪聲，駕乘人員的舒適性受到一定影響[1]；輪邊電機驅動相較于中央電機驅動雖然有了很大的提升，但是還具有可優化的空間，以及集成度還不夠，因此，被人們稱為從中央式驅動到分布式驅動的過渡。相對于輪邊驅動技術，輪轂電機驅動可謂是真正地掌握了分布式驅動的精髓，更是被人們譽為“純電動車驅動技術的終極解決方案”。本文詳細介紹了輪轂電機的驅動技術，包括國內外的研究現狀和存在的主要問題；綜合考慮輪內空間、質量確定了電動輪的驅動形式，并根據汽車動力性要求計算出單個輪轂電機所需達到的動力性指標；設計了電動輪主要部件、布置方案、散熱方案，確定了電動輪的大體結構；對已設計的電動輪進行了再設計，簡化了電動輪結構，減少了零件數量；根據有限元分析結果對制動盤、電機殼進行了優化設計，進一步進行輕量化。并對優化后的結構再次進行有限元分析以驗證優化結果。

1 電動輪參數計算

1.1 基礎車型選擇

表1 基礎車型部分參數Tab.1 Basic model parameters

1.2 電動輪電動車的功率平衡方程

在進行電動輪的設計之前，必須要做一些計算工作來作為電動輪的設計參數以及依據。

汽車的行駛方程式為

由式（2）并經單位換算后，整理出輪轂電機直驅電動汽車功率平衡方程

1.3 驅動類型的確認

四輪獨立驅動相較于前驅和后驅，其對單個輪轂電機的動力性要求低，對于外轉子電動輪，電機體積、質量也會相應減小，不僅便于輪內空間的布置，也會改善整車垂向性能，同時，對車輛穩定性和控制性能有所提升，有更大的駕駛操控性能，不僅能提供更多的駕駛樂趣，還能保障駕駛員的安全；其次，通過性好，即使出現車輪打滑，剩下的車輪也能正常工作；再次，輪胎的磨損均勻，有利于延長輪胎的使用壽命。綜合以上論述，本文中電動輪轎車采用四輪獨立驅動[2]。

1.4 輪轂電機性能參數計算

表2 輪轂電機基本性能參數Tab.2 Basic performance parameters of hub motor

本電動輪電動汽車的動力性能要求：

（1）最高車速Vmax≥100 km/h。

（2）0～100 km/h加速時間t ≤12 s。

（3）爬坡度i ≥20%。

工況1：Vmax=12 km/h。

工況2：爬坡度為20%，以爬坡速度vp=20 km/h。

工況3：vb=60 km/h。

2 電動輪總體方案設計

2.1 輪轂電機設計

永磁同步電機具有效率高、功率密度高、壽命較長、轉矩特性好、技術較成熟、質量較輕的特點。此外，電動輪要求電機響應快、轉速平穩，過載能力也要強，而永磁同步電機都滿足這些要求。因此，選擇永磁同步電機作為本次電動輪設計的電機[3]。而電機運轉時，如果電機的轉速過高，表貼式結構電機的永磁體會有甩出的風險，而直驅式輪轂電機轉速比較低，很適合表貼式結構，因此，選用外轉子直接驅動型永磁同步電機[4]。

2.2 電機零部件設計

車輛地輪胎型號為225/60R18，輪輞直徑D1=18.0×25.4=457.2 mm，即電機外殼直徑最大設計空間為457.2 mm，考慮到電機的冷卻通風，外殼和輪輞之間要留一定的縫隙，再加上輪輞標定直徑與可用空間直徑還有一定的偏差，這里取電機外殼直徑D2=420 mm。電機外殼作為轉子和輪輞連接，承受扭矩和彎矩，還需要攻制螺紋孔，所以不宜太薄，考慮到質量限制，又不宜太厚，這里取h1=10 mm，后續再進行優化設計。軸向尺寸不宜太大，否則會與懸架發生干涉，這里取軸向尺寸L1=180 mm。電機外殼選鑄鐵。

選擇永磁體的厚度為h2=5 mm，長度L2=150 mm。安裝方式選擇為表貼式，采用特殊粘劑粘附在電機外殼內表面[5]。

氣隙長度δ一般為0.2～1.6 mm，取δ=1 mm。

定子是由硅鋼片疊壓制成的，硅鋼片又分為熱軋和冷軋兩種，冷軋鋼的各項物理性能都優于熱軋，同時，考慮成本因素的影響，所以本文選擇冷軋硅鋼片。永磁體的長度一般與定子鐵芯長度相等，因此取定子長度L3=150 mm，定子外徑D3=D2-2h2-2δ=408 mm。

2.3 制動器設計

考慮到車輛的駐車制動裝置通常設置在后輪，定鉗盤式需要增加一個駐車制動鉗，而浮鉗盤式則不需要，僅在行車制動鉗液壓缸附近添加一個可以推動液壓缸活塞的機械傳動零件就可以實現駐車制動功能。這樣，每個車輪的制動盤結構可以做成一樣的，從而可以使得前后輪零件具有通用性。電動輪的設計空間限制，4個車輪全部采用浮動鉗盤式制動器。

本次設計制動盤取75%輪輞直徑，所以得D=340 mm。

制動盤有2種：一種是實心盤，另一種是通風盤。考慮到制造成本問題，前制動器采用通風盤，取厚度h=25 mm；后制動器采用實心盤，取厚度h=15 mm。材料為球墨鑄鐵。如圖1制動器總成三維示意圖。

圖1 制動器總成三維示意圖Fig.1 Three-dimensional schematic diagram of brake assembly

2.4 旋轉變壓器

由于旋轉變壓器工作空間比較小，所以，需要一種結構簡單、尺寸小的變壓器。考慮到電動輪對測量精度和響應速度的需求，因磁阻式旋轉變壓器結構簡單、尺寸小、精度高、無接觸，大大提高了系統的可靠性。所以，為了滿足控制需求，選用磁阻式旋轉變壓器作為電機轉速和位置傳感器。目前，旋轉變壓器的位置在輪內的有2種布置方式：電機內部和電機外部。布置在電機內部的特點是結構緊湊、可與電機繞組共用出線孔，密封容易實現，但是旋轉變壓器的尺寸受到電機尺寸的影響，電機尺寸大，旋轉變壓器尺寸也會比較大，這樣成本相對來說要高一些，而且還需要為其設計安裝結構，會使電機端蓋結構變得相對復雜，旋轉變壓器更換不方便；布置在電機外部的特點是可以充分利用電機內部空間，而且安裝更換也比較簡單，只是需要單獨為其設計密封。雖然布置在電機內部缺點比較多，但是安裝在電機外部密封不好實現，因此綜合考慮之后，選擇布置在電機內部。

2.5 冷卻方案

當電機的溫度過高時，會對它的性能造成很大的影響，因此，電機的溫升應被控制在相應的絕緣等級范圍內，這樣才能保證電機具備良好的負載性能，從而使得電動車穩定安全地運行[6]。由于本文設計的電動輪為外轉子，采用強迫風冷方式則無法有效降低電機內部的溫度，循環水冷則會增加電機的設計難度。而油內冷散熱方式可以在有效降低輪轂電機內部的溫升的同時，使電機各部件溫度分布得更加均勻，并且合適的油冷散熱方式熱管理會避免資源浪費和節省汽車成本[7]。

2.6 連接方案

圖2為電動輪初始設計總成。

圖2 電動輪總成Fig.2 Electric wheel assembly

電動輪連接方案如下：

制動器支架固定在轉向架上，制動盤2通過螺釘3與電機左端蓋4一同固定在電機外殼5上，隨著電機旋轉，制動時制動鉗夾住制動盤2，實現制動；電機定子8固定在定子支座16上，通過定子支架14固定在軸11上，12固定在8內表面，13安裝在7上隨著電機轉子一同轉動；電機右端蓋7通過螺栓與輪輞15相連，實現動力的傳遞，軸11通過軸承和軸承套10連接在輪輞上，用以支撐定子及承受部分彎矩。在部件連接的時候，在部件之間還增加了橡膠元件，用于減振。

3 電動輪輕量化設計

3.1 功能輕量化設計

3.1.1 電機外殼優化

在原始設計中，選擇了油內冷作為電機的散熱方案，這種冷卻方式對于電機的密封性具有比較高的要求。而在原始設計中，電機整個外殼是由左、右端蓋及主殼體組成，僅三者連接處就需要進行兩處密封，再加上輪軸與端蓋中間有2個軸承支承處同樣需要密封，無疑增加了油液泄漏的危險，因此，需要對電機外殼結構進行簡化，使需要密封的地方盡量少。

圖3為新設計的左端蓋、外殼示意圖，電機外殼做成半封閉式，自帶一根空心軸，用于分擔彎矩。左端蓋與外殼之間通過超薄密封軸承連接，左端蓋右部凸起則與外殼自帶的空心軸以軸承相連，在端蓋左邊表面，設計了一個凸臺，上面有螺紋孔，用于與轉向架連接。

圖3 新設計的左端蓋、外殼示意圖Fig.3 Schematic diagram of newly designed left end cover and housing

3.1.2 定子支架優化設計

在原始設計中，為了安裝定子，設計了定子支架、定子支座，還有一些附加零件，相對于其功能，結構過于復雜，因此，對定子支架進行了重新設計，圖4為新設計的定子支架。

圖4 新設計的定子支架Fig.4 Newly designed stator bracket

新設計將原定子支架和定子支座集成為一個部件，并在前端加工了5個齒用于限制其繞軸線的旋轉自由度，定子支架固定在電機的左端蓋上，電機定子通過過盈配合固定在定子支架上。

3.1.3 旋轉變壓器優化設計

原始設計中采用了旋轉變壓器來獲得轉子位置和轉速信息，增加了成本和重量，還會占用一定的空間。前人研究設計了一種基于EKF的輪轂電機矢量控制方案，通過擴展卡爾曼濾波器來估算轉子的位置和轉速信息，并以相應的仿真實驗驗證了方法的可靠性。仿真結果說明，基于EKF的無位置傳感器控制策略能夠用于電動汽車，可以實現矢量控制，精度高，動態響應快，不用使用編碼器或者霍爾傳感器，減少了輪轂電機內部傳感器占據的空間，也降低了成本，為電動汽車輪轂電機的無傳感器控制提供了理論基礎，有較好的應用前景[8]。

因此，本次優化設計將取消旋轉壓器的使用，采用基于EFK的無位置傳感器控制策略來擔任旋轉變壓器的功能，并實現電動輪的輕量化以及降低成本。

3.2 材料輕量化

鋁合金價格比較便宜，加工難度也不大，強度也還不錯，因此，決定選用鋁合金材料來置換鋼系材料設計的電動輪部分零部件。

材料的強度是需要首先考慮的，電動輪的零部件受力比較復雜，因此，材料的性能必須要好。強度最高的鋁合金系列當屬2系以及7系熱處理型鋁合金，其中又屬7075型鋁合金強度最高，經過固溶處理后，可塑性非常好，在150 ℃以下具有很高的強度，低溫條件下也是如此。不過，它的焊接性能差強人意，具有應力腐蝕開裂的傾向，使用前需要經過保護處理。但是由于電動輪的零部件并不需要焊接，綜合考慮選擇7075型鋁合金進行材料替換。

3.3 結構設計輕量化

本文中的汽車最大垂向力工況為車輛通過不平路面時，此時假定縱向力Fx=0、側向力Fy=0。本文中單個輪胎需承受的沖擊載荷為

最大側向力為

本文中最大縱向力計算如下：技術要求最大縱向力為1.5g，這個力會不均勻分配在前軸和后軸上，其分配系數如下：

計算得出β=0.7。因此，前面2個輪子總共受到的縱向力為Fx=1.5mg×0.7×0.8=0.84mg，單個輪子受力Frx=1/2Fx=7 560 N。

3.3.1 制動盤的分析和優化

從圖5（b）應力云圖可以看到，所設計的制動盤厚度滿足使用要求，并且還有后續優化的空間。圖6顯示為優化后的制動盤位移云圖和應力云圖。從圖5（a）位移云圖可以看出，制動盤軸向變形位移符合要求。除此之外，除了制動器工作面積之外，其他地方的應力非常小，特別是連接盤部分，因此，除了制動盤部分可以進行尺寸優化之外，其他部分均可進行尺寸優化設計。

圖5 優化前制動盤軸向變形位移云圖以及制動盤應力云圖Fig.5 Axial deformation and displacement nephogram and stress nephogram of brake disc before optimization

圖6 優化后制動盤軸向變形位移云圖以及制動盤應力云圖Fig.6 Axial deformation and displacement nephogram and stress nephogram of optimized brake disc

如圖7所示，對A、B、C三處進行尺寸優化設計。A=12 mm，B=10 mm，C=8 mm時，在安全范圍內，質量比原來減少1.8 kg

圖7 優化后尺寸盤尺寸示意圖Fig.7 Schematic diagram of optimized size disk

3.3.2 電機外殼分析及優化

初始設計中的電機外殼材料為鑄鐵，質量為31.13 kg，現將材料替換為7075型鋁合金（密度2.81 g/cm3，彈性模量71 GPa，泊松比0.33），質量為11.98 kg，減少了19.15 kg。

（1）最大縱向力工況分析

汽車在緊急制動時，其縱向力達到最大，此時電機外殼承受的扭矩最大，為2 750 N·m。

從圖8（a）應力云圖可以看出，應力最大處在與輪輞連接處，只有16.4 MPa，遠遠小于材料的許用應力，而最大變形也只有0.016 mm，也主要發生在其與輪輞連接處，與制動盤連接端也有輕微變形。

圖8 外殼受最大扭矩時變形云圖及應力云圖Fig.8 Deformation nephogram and stress nephogram of housing under maximum torque

（2）不平路面工況分析

在通過不平路面工況時，電機外殼受到最大的垂向力，此時所受彎矩最大，為72 000 N。

圖9 外殼受最大彎矩時變形云圖及應力云圖Fig.9 Deformation nephogram and stress nephogram of housing under maximum bending moment

（3）側滑工況分析

在側滑工況下，電機端蓋及電機殼會受到一個彎矩，大小為1 965 N·m。

從圖10可以看出，最大應力僅為105 MPa，最大變形為0.161 mm。

圖10 側向力工況下電機殼變形位移及應力云圖Fig.10 Cloud chart of deformation,displacement and stress of motor housing under directional force condition

綜上3種工況下的有限元分析，外殼還有相當大的優化空間。

在經過140次迭代優化后，得到拓撲優化后的外殼材料密度分布圖，如圖11所示。

圖11 機外殼拓撲分析材料分布圖Fig.11 Material distribution diagram of topological analysis of machine housing

圖11中受力較小的部分材料可以去除，但是外殼必須為封閉殼體，且在受力時，殼體應力除小部分范圍外，均比較均勻，因此選擇將殼體厚度全部減小，使材料均勻分布，考慮到其變形量不宜太大，因此不宜太薄，最終確定除需要攻制螺紋孔的凸臺以及軸，將其余地方材料厚度削減為5 mm。

4 結論

本文對電動輪進行了結構簡化，對電動輪制動盤、外殼、左右端蓋重新進行了結構設計，對于軸承等連接部件進行了選擇，且用CATIA建立了三維模型，并進行了總裝。對設計好的電動輪進行了輕量化設計，主要部件為電機外殼，左右端蓋。將電機外殼與右端蓋進行了集成設計，設計以后電機外殼為半封閉外殼，并且集成了輪軸，減少了密封部位，左端蓋外圈與外殼設計為用超薄密封軸承連接，內圈則與外殼一體的輪軸用軸承連接，用以分擔彎矩，另一端則與轉向架相連，并且在端蓋上開有兩個小孔，用于冷卻油的進出。