客車用輪邊電機的輕量化設計研究

李 紅， 朱克非， 丁永根

(1.上海汽車電驅動有限公司，上海 201806；2.上海電驅動股份有限公司，上海 201806；3.上海汽車電驅動工程技術研究中心，上海 201806)

0 引 言

在節能環保、治理霧霾成為社會熱點話題并備受公眾關注的背景下，推廣以電動汽車為主的新能源汽車成為交通領域實現節能減排的有效途徑之一[1]。隨著汽車工業的不斷發展、全球汽車保有量的不斷攀升，汽車對世界經濟和能源環境的深層次影響也逐漸顯現[2]。面對全球變暖、空氣污染嚴重、酸雨、資源和能源短缺問題[3]，各國政府也在制定更嚴格的排放標準，引導新能源汽車的發展。

近年來，中國各大主機廠和造車新勢力在新能源汽車領域加大了投資和研發力度，一批批新能源汽車不斷推向市場。純電動汽車發展不僅受制于電機、電池等技術，消費者對純電動汽車續駛里程的普遍焦慮更成為阻礙電動車普及和推廣的首要因素。續駛里程不僅與電池包的容量和能量密度有關，很大程度上也取決于整車的質量。因此減輕純電動車型的質量、提高續駛里程一直是主機廠不懈追求的目標[4-5]。

汽車輕量化后可以提高加速性，對噪聲和振動也均有改善。電機作為整車整備質量占比較大的驅動單元，對其進行輕量化設計，可以對整車的減重做出重要貢獻[6]。輪邊電機是一種新能源汽車驅動電機。在大型公交車上推廣應用[7-8]輪邊電機，可以充分發揮其控制精度高、效率高、傳動系統簡單、成本低等一系列優點，為大型電動公交車提供一種新的動力搭載方式。本文針對純電動大型公交車應用的輪邊電機開展輕量化設計研究，對輪邊電機的各部分結構進行輕量化設計，降低零部件質量并提高電機功率密度。

1 輪邊電機輕量化方案分析

輪邊電機輕量化的原則是在保證產品性能和強度安全的前提下，盡量減輕電機質量和降低電機振動噪聲。

目前驅動電機的輕量化方法主要有3種，分別為工藝輕量化、結構輕量化和材料輕量化。本文將對輪邊電機的機殼、前端蓋、后端蓋和轉子等重要部件分別進行不同輕量化設計。本文研究的輪邊電機的主要性能指標，如表1所示。

表1 輪邊電機主要性能指標

輪邊電機的基本結構如圖1所示。電機主要由轉子、定子、前軸承、后軸承、后端蓋和接線盒端蓋組成。本文主要對轉子中的軸(20CrMnTi，1.89 kg)、轉子端板1(ADC12，0.88 kg)、轉子端板2(ADC12，0.65 kg)、轉子沖片(硅鋼片，24.2 kg)、定子中的機殼(A356-T6，16.38 kg)以及后端蓋(ADC12，4.13 kg)進行輕量化設計。

圖1 輪邊電機的基本組成

1.1 工藝輕量化設計

將輪邊電機前端蓋和機殼合并為一個部件，這樣既減少了一道裝配工序，又減少了一道密封工序，使產品能更好地滿足IP67防護要求。機殼模型如圖2所示。電機機殼的輕量化設計方法主要有：

圖2 機殼模型

(1)優化加強筋的數量和樣式，將加強筋從機殼內部移到機殼外部，從而減小軸向尺寸，達到輕量化目的；

(2)在兼顧散熱的前提下，對機殼厚度進行優化，減小外殼厚度；

(3)在滿足裝配要求的前提下，減小配電盒的余量空間；

(4)沙孔與進、出水口合并，利用一個凸臺完成多種功能。

1.2 結構輕量化設計

后端蓋的輕量化利用HyperWorks有限元軟件中的Optistruct模塊進行優化設計，在保證電機整體性能的前提下，利用拓撲優化中的密度法來確定加強筋的數量和位置，結合隨機振動，去掉承受最小載荷部位的材料來達到輕量化目的。

后端蓋模型如圖3所示。后端蓋由原來的10 mm壁厚改為4 mm壁厚，并根據盡量避免筋與筋之間在同一個部位加固和交叉的原則設計加強筋。軸承室設計為錐形結構，避免結構產生呼吸模態，降低電機端蓋輻射噪聲。

圖3 后端蓋模型

1.3 材料輕量化設計

在轉子材料選擇上采用輕量化組合搭配，用鋁支撐代替部分硅鋼片，使質量大大減輕。在輪邊電機的鋁塊上調整軸承壓板一側的支撐倒角，在保證電機旋轉時不發生干涉的前提下，將軸向尺寸縮小了3 mm，機殼也相應地縮小了3 mm，可以使電機總減重達0.2 kg。轉子模型如圖4所示。

圖4 轉子模型

2 輪邊電機優化模型的有限元分析

因為整車的應用工況比較復雜，需要滿足各種地形、各種駕駛工況的要求，所以整車零部件在整個生命周期內的振動等級要求比較高。尤其傳動系直接受到來自地面的振動影響，故對輪邊電機的振動等級要求更為苛刻。

輪邊電機的輕量化設計，不僅要保證輪邊電機的各項性能和功能指標正常，更重要的是要滿足振動等級要求。下面主要對優化的輪邊電機殼體結構進行隨機振動強度校核分析，確認其能否達到GB/T 28046.3—2011振動標準[9]。

2.1 有限元仿真材料參數

輪邊電機的材料性能參數主要如表2所示。

表2 材料性能參數表

2.2 輪邊電機建模有限元仿真邊界條件

在簡化掉的部件質心處建立等效的質量點。簡化部件及質量前后的電機模型如圖5所示，簡化后整個系統的質量約為80 kg。

圖5 電機整體效果圖

對輪邊電機的機殼和后端蓋模型進行網格劃分，并依據GB/T 28046.3—2011規定的乘用車非彈性體要求進行輪邊電機的隨機振動邊界條件確認，得到前處理效果圖，如圖6所示。

圖6 電機前處理效果圖

輪邊電機隨機振動(加速度)功率譜密度(PSD)的加速度均方根值目標為107.3 m/s2，其他相關參數如表3所示。

表3 PSD參數值

2.3 輪邊電機殼體模態分析

主要對輪邊電機進行了前14階的模態有限元分析，分析結果如表4所示。

表4 輪邊電機前14階模態的固有頻率 Hz

其中前8階的模態振型如圖7所示。

圖7 輪邊電機殼體的前8階模態

2.4 輪邊電機隨機振動分析

輪邊電機的后端蓋隨機振動有限元分析結果如圖8所示。輪邊電機的后端蓋部分在X軸方向上的最大應力值為76.62 MPa；在Y軸方向上的最大應力值為68.27 MPa；在Z軸方向上的最大應力值為73.43 MPa。

圖8 輪邊電機后端蓋應力分布

輪邊電機機殼的隨機振動有限元分析結果如圖9所示。輪邊電機的機殼部分在X軸方向上的最大應力值為78.78 MPa；在Y軸方向上的最大應力值為76.98 MPa；在Z軸方向上最大應力值為67.43 MPa。

圖9 輪邊電機機殼應力分布

2.5 輪邊電機隨機振動分析結果

對輪邊電機后端蓋進行有限元振動分析的結果顯示，后端蓋的最大應力約為77 MPa，發生在X軸的振動方向上。后端蓋選用的材料為ADC12，其屈服強度為154 MPa，安全系數為2左右，滿足設計要求。

對輪邊電機機殼進行有限元振動分析的結果顯示，機殼的最大應力約為79 MPa，發生在X軸的振動方向上。機殼選用的材料為A356.0，其屈服強度為185 MPa，安全系數為2.3左右，滿足設計要求。

根據GB/T 28046.3—2011振動標準，輪邊電機在加速度均方根值為107.3 m/s2的隨機振動條件下，各部件均能滿足振動強度要求。

3 輪邊電機輕量化設計效果

通過大型客車用輪邊電機的輕量化設計分析，從輪邊電機的各個機械結構上對輪邊電機進行了輕量化的設計，并對優化后的輪邊電機進行了有限元分析，結果表明其振動等級滿足GB/T 28046.3—2011的振動設計要求。輪邊電機模型優化前后各部分結構的對比效果如表5所示。

表5 輪邊電機優化前后效果對比

對比分析顯示，通過對輪邊電機的輕量化設計，電機總質量降低了13%。

4 結 語

本文針對大型純電動客車使用的輪邊電機各部分結構開展輕量化設計分析，并對輕量化設計后的模型進行了有限元仿真分析計算。經過分析校核確認，優化后的輪邊電機殼體在振動等級上符合GB/T 28046.3—2011的振動標準，完全滿足安全要求，且有足夠的強度和剛度儲備。結果顯示，滿足應用條件的前提下，對整個輪邊電機輕量化后降重了約13%，有助于整車的輕量化及提高純電動客車的續駛里程。