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軸距可變微型電動(dòng)車整車構(gòu)型與性能分析
2019-04-29 21:43:17· 來(lái)源：同濟(jì)智能汽車研究所 作者：《汽車工程》
本文出版自《汽車工程》原作者：陳辛波，杭 鵬，吳 憲，葉大衛(wèi)摘要：為提高城市居民個(gè)性化電動(dòng)車輛的行駛機(jī)動(dòng)性，并有效減小其駐車占地面積，研制了一種軸距可變
本文出版自《汽車工程》
原作者：陳辛波，杭 鵬，吳 憲，葉大衛(wèi)
摘要：為提高城市居民個(gè)性化電動(dòng)車輛的行駛機(jī)動(dòng)性，并有效減小其駐車占地面積，研制了一種軸距可變的微型電動(dòng)概念車。首先，基于整車設(shè)計(jì)目標(biāo)，研究了軸距可變微型電動(dòng)車整車構(gòu)型; 進(jìn)而，為提高行駛機(jī)動(dòng)性和系統(tǒng)集成度，提出一體化線控獨(dú)立轉(zhuǎn)向－懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)、基于梯形絲杠和連桿機(jī)構(gòu)組合的底盤變軸距機(jī)構(gòu)，并通過(guò)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和運(yùn)動(dòng)學(xué)分析，確認(rèn)其預(yù)期效果; 最后，利用CarSim 軟件進(jìn)行仿真，對(duì)比分析底盤折疊和展開(kāi)狀態(tài)下的制動(dòng)性能、行駛平順性和雙移線性狀，以評(píng)估整車的動(dòng)力學(xué)性能。
關(guān)鍵詞: 微型電動(dòng)車; 變軸距; 線控獨(dú)立轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu); 懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)
0、引言
微型電動(dòng)車體積小，質(zhì)量輕，機(jī)動(dòng)靈活，在節(jié)能環(huán)保、解決城市交通擁堵與停車?yán)щy的問(wèn)題和個(gè)性化交通出行等方面獨(dú)具優(yōu)勢(shì)。通常，城市居民每日行駛里程相對(duì)較短，微型電動(dòng)車即能滿足大部分人的日常出行需求。因此，優(yōu)先發(fā)展適用于城市居民的微型電動(dòng)車，使其成為中國(guó)的“國(guó)民車”，值得期待[1]。實(shí)際上，為了應(yīng)對(duì)日益嚴(yán)峻的環(huán)境、能源和交通問(wèn)題，豐田公司很早就進(jìn)行了城市微型電動(dòng)車的研發(fā)，先后推出了 PM，i-Unit，i-Swing，i-Ｒeal 和i-Ｒoad 等微型電動(dòng)車［2-3］;通用公司也開(kāi)發(fā)了EN-V系列微型電動(dòng)車，同時(shí)引入智能網(wǎng)聯(lián)技術(shù)，將主動(dòng)安全和無(wú)人駕駛技術(shù)應(yīng)用于微型電動(dòng)車［4］。其中，通過(guò)調(diào)整軸距、改變車身姿態(tài)，使微型電動(dòng)車兼?zhèn)淞己玫牡退凫`活性和高速穩(wěn)定性，是微型電動(dòng)車整車構(gòu)型設(shè)計(jì)的重要方向。i-Unit 概念車的底盤車架采用多連桿機(jī)構(gòu)形式，在縮短軸距的同時(shí)牽動(dòng)座椅上升，以縮短車體長(zhǎng)度并改變駕駛者坐姿［5］; 美國(guó)麻省理工學(xué)院媒體實(shí)驗(yàn)室與西班牙政府合作開(kāi)發(fā)的四輪獨(dú)立轉(zhuǎn)向微型折疊式電動(dòng)汽車Hiriko，則以曲柄滑塊式折疊底盤機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)整車折疊［6］; 文獻(xiàn)［7］中采用四連桿機(jī)構(gòu)和曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，設(shè)計(jì)了軸距可變、可折疊的超微型電動(dòng)汽車;韓國(guó)科學(xué)技術(shù)院研究人員采用齒輪齒條機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)了可折疊的微型電動(dòng)車以減小停車空間［8-9］。簡(jiǎn)單高效的變軸距機(jī)構(gòu)，有助于提高電動(dòng)車底盤的機(jī)動(dòng)性和適應(yīng)性，并有效減小駐車占地面積?，F(xiàn)有的變軸距機(jī)構(gòu)大多采用連桿機(jī)構(gòu)，制造容易，但車身舉升角度較小，車身后懸較大，折疊效果不佳，且機(jī)構(gòu)效率低，機(jī)構(gòu)的內(nèi)構(gòu)件受力大［6］。針對(duì)現(xiàn)有變軸距機(jī)構(gòu)的不足，本文中提出一種結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單且運(yùn)行高效的微型電動(dòng)車變軸距機(jī)構(gòu)，結(jié)合線控獨(dú)立轉(zhuǎn)向系統(tǒng)開(kāi)發(fā)，使該微型電動(dòng)車在低速和駐車時(shí)可縮小軸距以提高機(jī)動(dòng)性、減小駐車占地面積，而在高速時(shí)能增大軸距、降低質(zhì)心，以提高操縱穩(wěn)定性。
1、整車構(gòu)型
面向城市用戶的軸距可變微型電動(dòng)車要求使用方便、安全，車型介于 A00 級(jí)和微型電動(dòng)代步工具之間，可以進(jìn)入電梯、樓道等狹小空間。設(shè)計(jì)目標(biāo)是滿載質(zhì)量 300kg，續(xù)航里程50km，最高車速30km /h，0 ～ 20km /h加速時(shí)間小于5s。樣車結(jié)構(gòu)和性能參數(shù)如表1所示，其軸距變化范圍為178 ～ 1250mm。圖1為試制的軸距可變微型電動(dòng)車樣車。其中，圖1(a)為軸距最長(zhǎng)時(shí)的底盤展開(kāi)姿態(tài)，圖 1( b)為軸距最短時(shí)的底盤折疊姿態(tài)。樣車單人駕乘，采用后輪獨(dú)立驅(qū)動(dòng)，驅(qū)動(dòng)電機(jī)為兩個(gè)直流無(wú)刷輪轂電機(jī);考慮到前軸所受載荷較小，前輪選用較小尺寸輪胎。為了實(shí)現(xiàn)進(jìn)入電梯和入戶功能，對(duì)整車機(jī)動(dòng)性和靈活性提出較高要求。在最短軸距狀態(tài)下，實(shí)現(xiàn)最小的轉(zhuǎn)向半徑( 瞬心位于后軸中心)，要求兩前輪最大轉(zhuǎn)向角大于 66°，采用傳統(tǒng)的轉(zhuǎn)向梯形機(jī)構(gòu)難以滿足要求。為此，本文中提出線控獨(dú)立轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)，通過(guò)各前輪的獨(dú)立轉(zhuǎn)向控制，精確實(shí)現(xiàn)左右前輪之間的阿克曼轉(zhuǎn)向幾何關(guān)系，其轉(zhuǎn)角范圍可滿足兩前輪最大轉(zhuǎn)角需求。前軸采用燭式懸架，后軸采用拖曳臂扭轉(zhuǎn)梁式懸架，并通過(guò)前懸架系統(tǒng)與線控獨(dú)立轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行一體化設(shè)計(jì)，謀求結(jié)構(gòu)緊湊。由于整車質(zhì)量較輕、車速不高，僅用后輪制動(dòng)即可滿足制動(dòng)要求?？紤]操縱輕便性和制動(dòng)力要求，選用具有電子輔助功能的后輪液壓制動(dòng)系統(tǒng)。
表 1 樣車結(jié)構(gòu)和性能參數(shù)
圖 1 軸距可變微型電動(dòng)車樣車
2、一體化線控獨(dú)立轉(zhuǎn)向-懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)
線控獨(dú)立轉(zhuǎn)向系統(tǒng)取消了轉(zhuǎn)向盤與轉(zhuǎn)向輪之間的機(jī)械連接，使用轉(zhuǎn)向電機(jī)作為轉(zhuǎn)向動(dòng)力源，一體化線控獨(dú)立轉(zhuǎn)向-懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)將轉(zhuǎn)向電機(jī)集成到懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)中，實(shí)現(xiàn)了轉(zhuǎn)向系統(tǒng)與懸架的一體化設(shè)計(jì)，具有結(jié)構(gòu)緊湊、集成度高等特點(diǎn)。文獻(xiàn)［10］和文獻(xiàn)［11］中針對(duì)雙橫臂懸架提出了一種一體化線控獨(dú)立轉(zhuǎn)向-懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案，并進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化以改善懸架性能。文獻(xiàn)［12］中在全方位線控四輪轉(zhuǎn)向電動(dòng)汽車設(shè)計(jì)中對(duì)雙橫臂懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)進(jìn)行了一體化設(shè)計(jì)?？紤]到微型電動(dòng)汽車結(jié)構(gòu)緊湊，懸架布置空間較小，借鑒飛機(jī)起落架的轉(zhuǎn)向懸架結(jié)構(gòu)形式，在燭式懸架的基礎(chǔ)上設(shè)計(jì)了一體化線控獨(dú)立轉(zhuǎn)向-懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)，如圖 2 所示。
（a） 爆炸圖
（b）總裝圖
（c）實(shí)物樣機(jī)
1—車輪; 2—轉(zhuǎn)角傳感器; 3—滑套總成; 4—上擺臂;5—墊片; 6—螺旋彈簧; 7—減振器; 8—轉(zhuǎn)向節(jié)總成;9—下擺臂; 10—墊圈; 11—軸承; 12—軸承座;13—轉(zhuǎn)向電機(jī)總成
圖 2 一體化線控獨(dú)立轉(zhuǎn)向-懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)
一體化線控獨(dú)立轉(zhuǎn)向-懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)主要由轉(zhuǎn)向電機(jī)、蝸輪蝸桿減速器、轉(zhuǎn)角傳感器、螺旋彈簧、減振器、轉(zhuǎn)向節(jié)總成和滑套總成等部件組成。蝸輪蝸桿減速器一端連接轉(zhuǎn)向電機(jī)，另一端通過(guò)花鍵連接滑套總成上端，轉(zhuǎn)角傳感器安裝在滑套總成上端實(shí)時(shí)檢測(cè)車輪轉(zhuǎn)角，減振器兩端分別通過(guò)緊固件連接滑套總成和轉(zhuǎn)向節(jié)總成，上下擺臂分別鉸接于滑套總成和轉(zhuǎn)向節(jié)總成，上下擺臂之間通過(guò)鉸接實(shí)現(xiàn)相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)，轉(zhuǎn)向節(jié)總成的上滑柱與滑套內(nèi)表面為間隙配合可實(shí)現(xiàn)相對(duì)滑動(dòng)，螺旋彈簧套在轉(zhuǎn)向節(jié)總成的上滑柱表面，兩端分別固接在滑套總成和轉(zhuǎn)向節(jié)總成上。一體化線控獨(dú)立轉(zhuǎn)向-懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)在實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向功能時(shí)，轉(zhuǎn)向動(dòng)力從轉(zhuǎn)向電機(jī)輸出，經(jīng)過(guò)蝸輪蝸桿減速增矩，再傳遞給滑套總成和上下擺臂，最終傳遞到轉(zhuǎn)向節(jié)總成以實(shí)現(xiàn)車輪轉(zhuǎn)向。車輛在行駛過(guò)程中，轉(zhuǎn)向節(jié)總成的上滑柱在滑套總成中滑動(dòng)，隨著車身振動(dòng)壓縮螺旋彈簧和減振器，從而實(shí)現(xiàn)導(dǎo)向與減振功能。由于采用了線控獨(dú)立轉(zhuǎn)向形式，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)只需對(duì)轉(zhuǎn)向電機(jī)進(jìn)行參數(shù)計(jì)算和選型，已知相關(guān)設(shè)計(jì)參數(shù)如表 2 所示。
表 2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)相關(guān)設(shè)計(jì)參數(shù)
注: 前軸加權(quán)軸荷指駕駛員質(zhì)量完全作用在前軸狀態(tài)， 此為極限情況。
由于展開(kāi)時(shí)主銷后傾較大，且主銷與車輪接地點(diǎn)的偏距較大，地面對(duì)車輪的垂向作用力的分力對(duì)電機(jī)造成一個(gè)明顯的附加轉(zhuǎn)矩，所以電機(jī)在不轉(zhuǎn)向時(shí)仍然工作，單側(cè)靜態(tài)附加轉(zhuǎn)矩為
（1）單側(cè)地面極限附著力為
（2）轉(zhuǎn)向時(shí)單側(cè)縱向力為
（3）轉(zhuǎn)向時(shí)單側(cè)側(cè)向力為
（4）單側(cè)縱向力造成的轉(zhuǎn)矩為
（5）單側(cè)側(cè)向力造成的轉(zhuǎn)矩為
（6）單側(cè)轉(zhuǎn)向總轉(zhuǎn)矩為
（7）則電機(jī)最大轉(zhuǎn)矩為
（8）從經(jīng)濟(jì)性方面考慮，應(yīng)讓電機(jī)額定功率滿足車輛最常用的行駛狀態(tài)，常態(tài)下，前軸滿載軸荷 Ma1 =140kg，將表 2 設(shè)計(jì)參數(shù)代入式(1)～式( 8)，得電機(jī)額定轉(zhuǎn)矩為
（9）考慮轉(zhuǎn)向響應(yīng)和執(zhí)行時(shí)間，選取電機(jī)額定轉(zhuǎn)速n = 3000r/min ，則電機(jī)額定功率為
（10）根據(jù)上述計(jì)算，選取轉(zhuǎn)向電機(jī)的參數(shù)見(jiàn)表3。
表 3 轉(zhuǎn)向電機(jī)參數(shù)
3
軸距可變機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)與分析
為使微型電動(dòng)車的軸距可變機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、運(yùn)行高效，本文中采用了絲杠傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)形式，考慮到軸距變化到某一長(zhǎng)度須使機(jī)構(gòu)固定形態(tài)，即設(shè)計(jì)的機(jī)構(gòu)應(yīng)具有自鎖功能，故采用梯形絲杠機(jī)構(gòu)作為軸距可變機(jī)構(gòu)。圖3 為安裝在樣車上的軸距可變機(jī)構(gòu)實(shí)物樣機(jī)，絲杠螺母與絲杠電機(jī)的轉(zhuǎn)子固接，并安裝在前車架上，可與前車架相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)，絲杠右端通過(guò)桿端軸承安裝在后車架上，可繞后車架轉(zhuǎn)動(dòng)。在實(shí)現(xiàn)軸距變化過(guò)程中，通過(guò)調(diào)節(jié)絲杠電機(jī)的運(yùn)動(dòng)可改變螺母在絲杠上位置的變化，使前后車架的夾角發(fā)生變化，最終達(dá)到改變軸距的目的。
圖 3 軸距可變機(jī)構(gòu)實(shí)物樣機(jī)
梯形絲杠推力 Fa 與電機(jī)轉(zhuǎn)矩Ta 的關(guān)系式為
（11）式中: L 為絲杠導(dǎo)程;K 為絲杠進(jìn)給效率，一般取0.5，若絲杠導(dǎo)程選為3.175mm，F(xiàn)a = 1000N，則 Ta= 1.01N·m。絲杠步進(jìn)電機(jī)的參數(shù)如表 4 所示。
表 4 絲杠步進(jìn)電機(jī)的參數(shù)
圖 4 為軸距可變微型電動(dòng)車底盤機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖。按車輛靜止?fàn)顟B(tài)對(duì)軸距可變機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)分析，鑒于后軸承載比重較大，所受摩擦阻力也較大，故假設(shè)車輛后輪固定，與路面無(wú)相對(duì)運(yùn)動(dòng)。
1— 后輪; 2—后車架; 3—絲杠電機(jī)及螺母; 4—絲杠;5—前車架; 6—前輪。
圖 4 軸距可變微型電動(dòng)車底盤機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖
取閉環(huán)鏈 BCDB，由余弦定理可得
（12）將上式對(duì)時(shí)間求導(dǎo)可得
（13）式中:vD 為絲杠螺母相對(duì)于絲杠的移動(dòng)速度; θ 為前后車架的夾角。
取閉環(huán)鏈 ACEFA，建立矢量方程:
（14）矢量
和
與 x 軸的夾角分別為φ1，φ2，－π/2和π， 角位移取逆時(shí)針?lè)较驗(yàn)檎?，將以上矢量分別向 x 和y 軸投影，則有
和與 x 軸的夾角分別為φ1，φ2，－π/2和π， 角位移取逆時(shí)針?lè)较驗(yàn)檎?，將以上矢量分別向 x 和y 軸投影，則有
（15）上式為機(jī)構(gòu)的位置方程，將其對(duì)時(shí)間求導(dǎo)，得到機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)方程:
（16）式中 vE為前輪相對(duì)于后輪的移動(dòng)速度。
根據(jù)平面幾何關(guān)系可知
（17）由上述方程求解軸距可變機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)參數(shù)，已知量 為: AC = 441.2mm，CE = 863.2mm，BC =165mm，DC = 156mm，AF = 86.8mm，∠ACB = 9°，∠DCE = 25°，初始位置 BD = 85.3mm，設(shè)定絲杠電機(jī)進(jìn)給速度 vD = 12.7mm /s 。在 MATLAB 軟件中進(jìn)行求解，得到絲桿工作長(zhǎng)度與微型電動(dòng)車軸距的變化關(guān)系和在絲杠電機(jī)勻速進(jìn)給下軸距隨時(shí)間的變化關(guān)系，分別如圖5和圖6所示，可以得到絲桿的有效工作長(zhǎng)度為 85.3 ～ 266mm，變化量為 180.7mm，軸距變化范圍為780～1250mm，從折疊狀態(tài)變換到展開(kāi)狀態(tài)總共耗時(shí) 14.23s，整個(gè)變換過(guò)程很平滑，沒(méi)有出現(xiàn)大的波動(dòng)，不會(huì)對(duì)乘坐舒適性造成影響。
圖 5 絲桿工作長(zhǎng)度與軸距變化關(guān)系
圖 6 軸距隨時(shí)間變化關(guān)系
4、整車動(dòng)力學(xué)仿真分析
利用 CarSim 整車動(dòng)力學(xué)仿真軟件，對(duì)制動(dòng)試驗(yàn)、行駛平順性試驗(yàn)和雙移線試驗(yàn) 3 種工況進(jìn)行仿真，分別就折疊狀態(tài)和展開(kāi)狀態(tài)兩種模式進(jìn)行測(cè)試，得到兩種狀態(tài)下整車各項(xiàng)性能的對(duì)比。
4.1 25km /h 時(shí)速下制動(dòng)性仿真
該工況模擬了車輛以25km/h 時(shí)速緊急制動(dòng)試驗(yàn)。在折疊和展開(kāi)兩種狀態(tài)下，車身質(zhì)心縱向速度和車身俯仰角的變化曲線如圖7 所示。由圖 7(a)可見(jiàn)，展開(kāi)狀態(tài)下制動(dòng)效果明顯優(yōu)于折疊狀態(tài)，這是由于展開(kāi)狀態(tài)質(zhì)心位置較折疊狀態(tài)低了130mm，且軸距長(zhǎng)了 470mm，使制動(dòng)時(shí)前后軸載荷偏移率減小，能更好地發(fā)揮后輪制動(dòng)的效果。且在折疊狀態(tài)下以25km/h 時(shí)速緊急制動(dòng)會(huì)導(dǎo)致車輪抱死，繼而使車輪在路面上發(fā)生滑動(dòng)摩擦，需要 6s 時(shí)間才能完成制動(dòng)。而由圖7(b)可見(jiàn)，除 1－2s 時(shí)段外的大部分時(shí)間內(nèi)，展開(kāi)狀態(tài)的車身俯仰角都比折疊狀態(tài)的幅值小得多，且變化更加平穩(wěn)。此外，制動(dòng)試驗(yàn)仿真結(jié)果也表明折疊狀態(tài)應(yīng)限制行駛速度，以防止危險(xiǎn)情況發(fā)生。
圖 7 25km/h 時(shí)速制動(dòng)仿真試驗(yàn)
4.2 25km/h 時(shí)速行駛平順性仿真
該工況模擬了車輛以25km/h 的時(shí)速行駛在起伏路面上的平順性試驗(yàn)。在路面為正弦掃頻輸入，車身俯仰角以及車身質(zhì)心垂向加速度變化情況如圖8 所示，在前期路面起伏頻率較低階段，兩種狀態(tài)下車身俯仰角波動(dòng)非常接近，到了后期起伏頻率逐漸提高后，展開(kāi)狀態(tài)的波動(dòng)較大。從質(zhì)心垂向加速度圖可以明顯看到，展開(kāi)狀態(tài)的減振效果要優(yōu)于折疊狀態(tài)，通過(guò)計(jì)算得到折疊狀態(tài)下車身質(zhì)心加速度均方根值為 0.7642m/s2，展開(kāi)狀態(tài)下車身質(zhì)心加速度均方根值為 0.6594m/s2，較前者減小了13.71%，可見(jiàn)在展開(kāi)狀態(tài)下具有更好的行駛平順性。
圖 8 25km/h 時(shí)速行駛平順性仿真試驗(yàn)
4.3 25km/h 時(shí)速雙移線仿真
該工況模擬了車輛在25km/h 的車速下，完成變線-保持-變線的過(guò)程。車身質(zhì)心側(cè)向加速度、側(cè)傾角、橫擺角速度曲線如圖 9 所示，由于質(zhì)心位置降低，在展開(kāi)狀態(tài)時(shí)具有更小的車身側(cè)傾角，其余兩項(xiàng)參數(shù)在折疊和展開(kāi)狀態(tài)下的變化不大。分析可知，變軸距功能對(duì)于在行駛途中單次變更線路所造成的側(cè)傾、橫擺影響都不大。
圖 9 25km/h時(shí)速雙移線仿真試驗(yàn)
5、結(jié)論
本文中提出了軸距可變微型電動(dòng)車的整車構(gòu)型并進(jìn)行了樣車試制，旨在為解決城市交通擁擠與停車?yán)щy等難題提出合理可行的個(gè)性化交通出行解決方案。一體化線控獨(dú)立轉(zhuǎn)向-懸架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)不僅增加了微型電動(dòng)車轉(zhuǎn)向角范圍，提高了轉(zhuǎn)向靈活性，而且將轉(zhuǎn)向系統(tǒng)與懸架系統(tǒng)集成化設(shè)計(jì)使整車布局更加緊湊。將梯形絲杠與連桿機(jī)構(gòu)應(yīng)用于軸距可變機(jī)構(gòu)，設(shè)計(jì)與分析結(jié)果表明，該機(jī)構(gòu)可實(shí)現(xiàn)軸距在780 ～ 1250mm 范圍內(nèi)均勻變化，達(dá)到預(yù)期效果。利用仿真軟件進(jìn)行制動(dòng)、行駛平順性和雙移線試驗(yàn)的仿真分析，結(jié)果表明，軸距可變微型電動(dòng)車在底盤展開(kāi)狀態(tài)下具有較優(yōu)的動(dòng)力學(xué)性能。
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