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基于齒輪連桿的新型動(dòng)力吸振式輪邊電驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)研究與設(shè)計(jì)
2020-09-08 23:08:04· 來(lái)源：振動(dòng)與沖擊,2016,35(18):46-51+70 作者：陳辛波,王葉楓,王威,朱劍飛,孫浩琪
編者按：分布式電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車的傳動(dòng)結(jié)構(gòu)形式使其在整車控制及傳動(dòng)系統(tǒng)效率等方面更具優(yōu)勢(shì)，但是同時(shí)由于其傳動(dòng)系統(tǒng)引入了笨重的輪轂電機(jī)（或帶有減速器）使其
編者按：分布式電機(jī)驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車的傳動(dòng)結(jié)構(gòu)形式使其在整車控制及傳動(dòng)系統(tǒng)效率等方面更具優(yōu)勢(shì)，但是同時(shí)由于其傳動(dòng)系統(tǒng)引入了笨重的輪轂電機(jī)（或帶有減速器）使其出現(xiàn)了簧下質(zhì)量加大，車輛平順性、車輪接地性惡化的問(wèn)題。針對(duì)這一問(wèn)題并結(jié)合對(duì)多連桿懸架內(nèi)部空間布置的考量，本文設(shè)計(jì)了一種新型齒輪連桿式輪邊動(dòng)力吸振器，通過(guò)在NEDC工況下的仿真分析和進(jìn)一步優(yōu)化，驗(yàn)證了該新型齒輪連桿式輪邊動(dòng)力吸振器對(duì)分布式驅(qū)動(dòng)汽車車輛平順性和車輪接地性的顯著改善作用。
摘要：針對(duì)分布式電動(dòng)汽車中簧下質(zhì)量增大，車輛平順性和車輪接地性惡化的問(wèn)題，設(shè)計(jì)了一種新型齒輪連桿式輪邊動(dòng)力吸振器。評(píng)估其在多連桿懸架中空間布置的可行性; 考慮路面不平度與電機(jī)驅(qū)動(dòng)時(shí)作用在其殼體上的反力矩，建立系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型并推導(dǎo)其振動(dòng)力學(xué)微分方程，利用 MATLAB/ Simulink 建立三自由度振動(dòng)模型，在新歐洲行駛循環(huán)( New European Driving Cycle，NEDC) 工況下得到時(shí)域內(nèi)的系統(tǒng)響應(yīng); 結(jié)合計(jì)算結(jié)果分析動(dòng)力吸振器彈簧剛度阻尼對(duì)車身加速度、車輪動(dòng)載荷和電機(jī)振動(dòng)的影響作用，并進(jìn)行動(dòng)力吸振器彈簧剛度和阻尼的優(yōu)化設(shè)計(jì); 最后將該系統(tǒng)與傳統(tǒng)汽車和一般輪轂電機(jī)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)對(duì)比，分析其改善車輛平順性和接地性的效果。結(jié)果表明，該新型齒輪連桿式輪邊動(dòng)力吸振器可以合理布置在多連桿懸架中，并可顯著改善分布式驅(qū)動(dòng)汽車車輛平順性和車輪接地性。
關(guān)鍵詞：輪邊電驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)；齒輪連桿式；動(dòng)力吸振；參數(shù)優(yōu)化
1 前言
在能源問(wèn)題和環(huán)境問(wèn)題日益突出的背景下，電動(dòng)汽車憑借其在節(jié)能、環(huán)保和性能上的優(yōu)勢(shì)已經(jīng)成為當(dāng)前研究熱點(diǎn)。電動(dòng)汽車按照驅(qū)傳動(dòng)結(jié)構(gòu)分為集中式電機(jī)驅(qū)動(dòng)和分布式電機(jī)驅(qū)動(dòng)兩種形式，其中分布式電機(jī)驅(qū)傳動(dòng)結(jié)構(gòu)形式在整車控制及傳動(dòng)系統(tǒng)效率等方面更具優(yōu)勢(shì)。但分布式電機(jī)驅(qū)傳動(dòng)系統(tǒng)由于引入了笨重的輪轂電機(jī)（或帶有減速器），導(dǎo)致其簧下質(zhì)量加大，車輛平順性、車輪接地性惡化[1]。國(guó)內(nèi)外針對(duì)所述簧下質(zhì)量過(guò)大而引起的垂向振動(dòng)負(fù)效應(yīng)進(jìn)行了大量研究，分別提出了質(zhì)量轉(zhuǎn)移、輕量化、主動(dòng)懸架和動(dòng)力吸振器等方式抑制其負(fù)效應(yīng)[2]。普利司通電動(dòng)輪將電機(jī)做成環(huán)形，周圍通過(guò)彈性元件與轉(zhuǎn)向節(jié)連接，從而讓電機(jī)充當(dāng)吸振器的質(zhì)量塊，將其轉(zhuǎn)化為非簧下質(zhì)量，但是該方案結(jié)構(gòu)復(fù)雜并且需要特殊形式的電機(jī)。法國(guó)米其林公司提出的主動(dòng)輪技術(shù)使用兩個(gè)電機(jī)，一個(gè)負(fù)責(zé)動(dòng)力輸出，另一個(gè)通過(guò)液壓傳動(dòng)控制懸架，從而改善垂向振動(dòng)負(fù)效應(yīng)，但是使用兩個(gè)電機(jī)成本高，能量損失大，嚴(yán)重影響其推廣應(yīng)用。Protean Electric電動(dòng)輪峰值功率83kW，峰值扭矩825 N·m，整個(gè)電動(dòng)輪只有31 kg，但是其輪轂電機(jī)尺寸過(guò)大，且需要配合45.72 cm 及其以上尺寸的輪輞[3-4]。本文作者提出一種電機(jī)擺動(dòng)式動(dòng)力吸振輪邊驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單易于實(shí)現(xiàn)，并應(yīng)用ADAMS和MATLAB針對(duì)該系統(tǒng)進(jìn)行了仿真驗(yàn)證[5-7]。本文基于多連桿懸架的空間限制等因素，采用不同的布置方式，設(shè)計(jì)了一種新型齒輪連桿式輪邊動(dòng)力吸振器的具體結(jié)構(gòu)，考慮實(shí)際工況下驅(qū)動(dòng)電機(jī)受到的沖擊力，驗(yàn)證其對(duì)抑制簧下質(zhì)量負(fù)效應(yīng)的有效性，對(duì)于實(shí)際應(yīng)用具有重要意義。
2 系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
圖1是該新型齒輪連桿式輪邊動(dòng)力吸振器系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖，其中第一級(jí)與第二級(jí)減速箱殼體為一個(gè)整體，電機(jī)輸出動(dòng)力經(jīng)過(guò)第一級(jí)和第二級(jí)齒輪減速增扭，通過(guò)半軸傳遞到支撐于半軸套筒的輪轂上，最后傳遞到輪輞和輪胎。
1—制動(dòng)盤；2—減速箱；3—動(dòng)力吸振器彈簧阻尼；4—車架；5—驅(qū)動(dòng)電機(jī)；6—轉(zhuǎn)向節(jié)；7—懸架阻尼；8—懸架彈簧；9—下橫臂
圖1 新型齒輪連桿式輪邊動(dòng)力吸振器
驅(qū)動(dòng)電機(jī)殼體與減速箱殼體固連為一個(gè)整體并可視作一個(gè)連桿，通過(guò)彈簧阻尼元件與車架相連，使得電機(jī)與減速箱整體可以繞減速箱輸出軸相對(duì)于轉(zhuǎn)向節(jié)進(jìn)行轉(zhuǎn)動(dòng)。當(dāng)車輪受到不平路面激勵(lì)時(shí)，振動(dòng)依次通過(guò)輪胎、輪輞、輪轂軸承、轉(zhuǎn)向節(jié)和減速箱，一部分振動(dòng)經(jīng)電機(jī)通過(guò)彈簧阻尼元件傳遞到車架，此時(shí)電機(jī)和減速箱會(huì)繞減速箱輸出軸擺動(dòng)，電機(jī)和減速箱充當(dāng)吸振器質(zhì)量塊; 另一部分振動(dòng)通過(guò)懸架傳遞到車架上。由于電機(jī)和減速箱繞輸出軸上下跳動(dòng)，電機(jī)與車架之間的彈簧阻尼元件消耗了部分由不平路面激勵(lì)引起的振動(dòng)能量，所以減少了傳遞到車身上的振動(dòng)能量，改善車輛垂向振動(dòng)性能。
本文以豐田RAV4為目標(biāo)車型，其后懸架為多連桿懸架，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，布置空間受到很大限制，通過(guò)展開式齒輪箱傳動(dòng)，電機(jī)布置到懸架空間以外。只需改動(dòng)部分轉(zhuǎn)向節(jié)和后備箱就可布置整套系統(tǒng)，所以該系統(tǒng)在復(fù)雜多連桿懸架中的布置是可行的。表1列舉了輪邊系統(tǒng)部分部件的選型。
表1 系統(tǒng)部件類型及型號(hào)
3 動(dòng)力學(xué)微分方程的建立與推導(dǎo)
為討論單一后輪受不平路面激勵(lì)時(shí)的垂直振動(dòng)情況，作出如下假設(shè)：汽車對(duì)稱于其左右車轍，且左、右不平度函數(shù)相同，車輛懸掛質(zhì)量分配系數(shù)為1。因此，可以將整車振動(dòng)模型簡(jiǎn)化為1 /4車輛三自由度動(dòng)力學(xué)模型（見圖2）。
圖2中：m1為車輪及其附件質(zhì)量；m2為車身質(zhì)量；m3為動(dòng)力吸振器質(zhì)量（即電機(jī)與減速箱等效質(zhì)量之和）；L為動(dòng)力吸振器等效擺臂長(zhǎng)度；α為擺動(dòng)角；k1為車輪剛度，車輪阻尼忽略不計(jì)；k2為懸架等效剛度；c2為懸架等效阻尼系數(shù)；k3為動(dòng)力吸振器等效剛度；c3為吸振器等效阻尼系數(shù)。
圖2 動(dòng)力吸振式三自由度振動(dòng)動(dòng)力學(xué)模型[8]
采用拉格朗日方程建立該系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)微分方程[9]為:
式中：T為系統(tǒng)動(dòng)能；U為系統(tǒng)勢(shì)能；D為系統(tǒng)耗散能；qi為系統(tǒng)的廣義坐標(biāo)；為qi對(duì)時(shí)間的導(dǎo)數(shù)；Qi為對(duì)廣義坐標(biāo)qi的廣義力。
分析知該模型為三自由度模型，取z1，z2，z3為三個(gè) 廣義坐標(biāo)，由此可得整個(gè)系統(tǒng)的動(dòng)能T、勢(shì)能U和耗散能D的表達(dá)式為：
式中：
因?yàn)閷?duì)電機(jī)分析時(shí)，考慮行駛阻力造成的反力矩，會(huì)對(duì)電機(jī)產(chǎn)生比較大的沖擊，α會(huì)比較大，造成非線性，所以直接將式（2）~ 式（5）代入式（1），分別對(duì)z1，z2和α分析可得：
式中：q(t)為時(shí)域內(nèi)的路面激勵(lì)信號(hào)[10]：
式中：n00為下截止頻率，n00 = 0.011 m-1; Gq(n0)為路面不平度系數(shù)，m3 ；W(t)為均值為零的濾波白噪聲；q(t)為路面隨機(jī)高程位移。
M(t)為行駛阻力對(duì)電機(jī)造成的反力矩，行駛阻力不考慮坡道阻力，包括滾動(dòng)阻力 Ff、空氣阻力 Fw 和加速阻力 Fj。計(jì)算公式如下[11]：
實(shí)際行駛時(shí)，車輛的啟停加速度會(huì)對(duì)驅(qū)動(dòng)電機(jī)造成較大反力矩，為引入這一考慮因素，在該模型中引入新歐洲行駛循環(huán)( New European Driving Cycle，NEDC)工況，即 M(t)是隨時(shí)間變化的函數(shù)。
4 Simulink建模及時(shí)域輸出
基于以上的推導(dǎo)，并結(jié)合一組實(shí)際參數(shù)，在MATLAB軟件中建立該系統(tǒng)模型。模型部分參數(shù)如表2所示。Simulink模型系統(tǒng)圖見圖3：
表2 仿真模型部分參數(shù)
圖3 Simulink模型系統(tǒng)
其中系統(tǒng)輸入q(t)和M(t)部分見圖4。
圖4 Simulink模型系統(tǒng)輸入
圖3中右側(cè)三個(gè)分組分別是式（6）~ 式（8）的求解模型，結(jié)構(gòu)類似，在此只展示式（6）的模型見圖5。
圖 5 Simulink模型子系統(tǒng)
從圖3可知，仿真結(jié)果有四個(gè)輸出量，分別是車身加速度、車輪動(dòng)載荷、電機(jī)加速度和電機(jī)位移，其時(shí)域輸出圖分別為圖6、圖7、圖8和圖9。
圖6 車身加速度時(shí)域輸出
圖7 車輪動(dòng)載荷時(shí)域輸出
圖8 電機(jī)加速度時(shí)域輸出
圖9 電機(jī)位移時(shí)域輸出
5 動(dòng)力吸振式剛度阻尼優(yōu)化設(shè)計(jì)
動(dòng)力吸振器的彈簧剛度k3和阻尼大小c3等參數(shù)對(duì)其吸振效果和電機(jī)振動(dòng)都有顯著影響，需要以車身加速度均方根值、車輪動(dòng)載荷均方根值、電機(jī)振幅峰值和電機(jī)加速度峰值等參數(shù)為目標(biāo)進(jìn)行優(yōu)化，以達(dá)到系統(tǒng)的最優(yōu)性能。
根據(jù)彈簧和阻尼尺寸空間限制，設(shè)定剛度k3范圍為1000~ 20000 N /m，阻尼c3范圍為 500 ~3000N·s /m。首先針對(duì)電機(jī)振幅和電機(jī)振動(dòng)加速度進(jìn)行影響性分析（見圖10）。
圖10 動(dòng)力吸振器彈簧剛度阻尼對(duì)電機(jī)振動(dòng)影響分析
從圖10可知，等剛度線基本平行，且都沿豎直方向，說(shuō)明剛度對(duì)電機(jī)振動(dòng)加速度基本沒(méi)有影響，對(duì)電機(jī)振幅有決定性作用，并且隨著剛度增大，影響減弱。等阻尼線基本平行，且都沿水平方向，說(shuō)明阻尼對(duì)電機(jī)振幅基本沒(méi)有影響，對(duì)電機(jī)振動(dòng)加速度有決定性作用，并且隨著阻尼增大，影響減弱。綜上，為實(shí)現(xiàn)電機(jī)振幅和加速度峰值都較小的目標(biāo)，需要?jiǎng)恿ξ衿鞯膹椈蓜偠群妥枘岫既≥^大值。
根據(jù)相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)[12]，電機(jī)振動(dòng)加速度不應(yīng)超過(guò)30m·s-2，結(jié)合圖10即可得到，阻尼c3范圍必須 >1000N·s/m，所以修改c3范圍為1000 ~3000 N·s/m。由于電機(jī)布置于車架下方，為保證一定通過(guò)性，電機(jī)振幅峰值 <10 cm，結(jié)合圖10可得剛度必須>10000 N /m，所以修改k3范圍為10000 ~20000 N /m。在以上剛度阻尼范圍內(nèi)，按照一定步長(zhǎng)正交選取剛度和阻尼值，以此來(lái)求得對(duì)應(yīng)的車身加速度和車輪動(dòng)載荷均方根值，在車身加速度和車輪動(dòng)載荷坐標(biāo)系下形成一個(gè)包絡(luò)空間，即可行域區(qū)間（見圖11）。
圖11 動(dòng)力吸振器彈簧阻尼對(duì)車身加速度和車輪動(dòng)載荷影響分析
由圖11分析可得，等剛度線在阻尼大到一定值后有交叉重疊的部分，而在一定阻尼范圍內(nèi)，剛度越大車身加速度均方根值越小。等阻尼線沒(méi)有交叉，并且在阻尼c3為2600 N·s /m左右時(shí)，車身加速度均方根值和車輪動(dòng)載荷均方根值均有最小值。
當(dāng)c3范圍為1000 ~3000 N·s /m 和k3范圍10000 ~20000 N /m時(shí)，電機(jī)振動(dòng)已經(jīng)滿足使用要求，所以只需在上述范圍內(nèi)綜合考慮k3和c3對(duì)車身加速度均方根值、車輪動(dòng)載荷均方根值，優(yōu)化k3和c3，使系統(tǒng)性能最優(yōu)。
針對(duì)以上分析后得到的數(shù)據(jù)，保留原數(shù)據(jù)變異程度的信息，采用均值化方法進(jìn)行無(wú)量綱處理[13]。無(wú)量綱處理后，對(duì)車身加速度均方根值ab、車輪動(dòng)載荷均方根值f設(shè)置不同的權(quán)重。以上兩個(gè)目標(biāo)對(duì)系統(tǒng)性能的影響都是單向的，即取值越小越好，在圖11的包絡(luò)空間內(nèi)求目標(biāo)函數(shù)極值，極值點(diǎn)對(duì)應(yīng)的k3和c3，即為最優(yōu)解。目標(biāo)函數(shù)為:
本文綜合考慮兩個(gè)評(píng)價(jià)指標(biāo)，設(shè)置相同的權(quán)重：
在可行域區(qū)間內(nèi)，通過(guò)線性規(guī)劃的方法，可以得到F的最小值，從而得到對(duì)應(yīng)的k3 = 14000 N /m和c3 = 2800 N·s /m。此時(shí)，相關(guān)性能參數(shù)見表3，經(jīng)驗(yàn)證，電機(jī)振動(dòng)符合使用要求。
表3 優(yōu)化后系統(tǒng)性能參數(shù)
6 齒輪連桿式動(dòng)力吸振器性能對(duì)比分析
齒輪連桿式動(dòng)力吸振器系統(tǒng)將驅(qū)動(dòng)電機(jī)和減速箱懸置于車架上；輪轂電機(jī)相當(dāng)于電機(jī)和減速箱固連在車輪上；傳統(tǒng)汽車相當(dāng)于沒(méi)有輪邊驅(qū)動(dòng)電機(jī)和減速箱。針對(duì)以上三個(gè)不同情況，分別建立模型，從車身加速度和車輪動(dòng)載荷兩個(gè)方面評(píng)價(jià)其性能優(yōu)劣?；緟?shù)如表4。
表4 輪轂電機(jī)式和傳統(tǒng)汽車模型參數(shù)
針對(duì)三種不同驅(qū)傳動(dòng)形式，分別求出其在NED工況下的時(shí)域輸出，再對(duì)其進(jìn)行傅里葉變換得到頻譜圖，分別如圖12和圖13。
由圖12和圖13可知，在人體敏感頻率范圍4~8Hz內(nèi)，輪轂電機(jī)式驅(qū)動(dòng)形式的車輛平順性和車輪接地性均不如其他兩種驅(qū)動(dòng)形式；動(dòng)力吸振式驅(qū)動(dòng)形式車身加速度和車輪動(dòng)載荷都更接近于傳統(tǒng)汽車，顯著改善了分布式驅(qū)動(dòng)電動(dòng)汽車的車輛平順性和車輪接地性。針對(duì)以上三種不同驅(qū)動(dòng)形式，分別求其車身加速度均方根值及車輪動(dòng)載荷均方根值的均方根值，見表5。
由表5數(shù)據(jù)分析可知，相比于傳統(tǒng)汽車，輪轂電機(jī)式和動(dòng)力吸振式驅(qū)動(dòng)形式車身加速度均方根變化不大，但是輪轂電機(jī)式車輪動(dòng)載荷均方根值顯著惡化，增加26.58% ；動(dòng)力吸振式車輪動(dòng)載荷均方根值稍有惡化，增加 0.99% 。動(dòng)力吸振式驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)車輪動(dòng)載荷均方根值明顯優(yōu)于輪轂電機(jī)式驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)，降低 20.22% 。結(jié)果表明，該新型齒輪連桿式輪邊動(dòng)力吸振器對(duì)于改善分布式驅(qū)動(dòng)車輛平順性和車輪接地性具有明顯效果，達(dá)到甚至優(yōu)于傳動(dòng)汽車的性能指標(biāo)。
圖12 不同驅(qū)動(dòng)形式車身加速度頻譜圖
圖13 不同驅(qū)動(dòng)形式車輪動(dòng)載荷頻譜圖
表5 不同驅(qū)傳動(dòng)形式車輛平順性和車輪接地性評(píng)價(jià)指標(biāo)
7 結(jié)論
針對(duì)多連桿懸架內(nèi)部空間不足的問(wèn)題，具體設(shè)計(jì)了一種新型齒輪連桿式動(dòng)力吸振器，考慮NEDC工況加減速時(shí)產(chǎn)生的沖擊影響，推導(dǎo)了該設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)的動(dòng)力學(xué)微分方程，并在MATLAB / Simulink中利用實(shí)際參數(shù)搭建仿真模型，從車輛平順性、車輪接地性和電機(jī)振動(dòng)三個(gè)角度進(jìn)行動(dòng)力吸振器彈簧剛度和阻尼的影響性分析，優(yōu)化動(dòng)力吸振器的彈簧阻尼，驗(yàn)證了本系統(tǒng)的可行性。最后，通過(guò)動(dòng)力吸振式、輪轂電機(jī)式和傳統(tǒng)汽車對(duì)比，證明該新型齒輪連桿式輪邊動(dòng)力吸振器有效地改善了分布式驅(qū)動(dòng)車輛的平順性和車輪接地性。
參考文獻(xiàn)：
[1] VAN SCHALKWYK D J，KAMPER M J．Effect of hub motor mass on stability and comfort of electric vehicles［C］/ /Vehicle Power and Propulsion Conference．Windsor:IEEE，2006．
[2] 寧國(guó)寶．輪邊驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)垂向振動(dòng)負(fù)效應(yīng)的抑制方法研究［D］．上海: 同濟(jì)大學(xué)，2006．
[3] NAGAYA G，WAKAO Y，ABE A．Development of an inwheel drive with advanced dynamic-damper mechanism［J］．Jsae Review，2003，24( 4) : 477 -481．
[4] 海棠．電動(dòng)汽車革命性技術(shù)的創(chuàng)新設(shè)計(jì)米其林“主動(dòng)車輪”新技術(shù)［J］．汽車與配件，2008( 52) : 36 -37．
HAI Tang．Revolutionary design for EV michelin “active wheel”［J］．Automobile&Parts，2008( 52) : 36 -37．
[5] 王威．一體化懸架輪邊電驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)拓?fù)淅碚撗芯考捌鋺?yīng)用［D］．上海: 同濟(jì)大學(xué)，2015．
[6] 陳辛波，陸成超，唐峰，等．電機(jī)作為動(dòng)力吸振器質(zhì)量的減速式輪邊驅(qū)動(dòng)系統(tǒng): CN102555771A［P］．2012 - 07 -11．
[7] 陳辛波，王弦弦，張擎宇，等．一種新型動(dòng)力吸振式輪邊驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)仿真分析［J］．同濟(jì)大學(xué)學(xué)報(bào)( 自然科學(xué)版) ，2014( 7) : 1101 - 1104．
CHEN Xinbo，WANG Xianxian，ZHANG Qingyu，et al．Simulation and analysis of novel wheel drive system with dynamic damper［J］．Journal of Tongji University ( Natural Science) ，2014( 7) : 1101 -1104．
[8] 余志 生．汽車?yán)碚摚跰］．5版．北京: 機(jī)械工業(yè)出版社，2009．
[9] 靳曉雄，張立軍，江浩．汽車振動(dòng)分析［M］．上海: 同濟(jì)大學(xué)出版社，2002．
[10] 陳杰平，陳無(wú)畏，祝輝，等．基于 Matlab/ Simulink 的隨機(jī)路面建模與不平度仿真［J］． 農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)，2010，41( 3) :11 -15．
CHEN Jieping，CHEN Wuwei，ZHU Hui，et al．Modeling and simulation on stochastic road surface irregularity based on Matlab/ Simulink［J］．Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery，2010，41( 3) : 11 -15．
[11] 喻凡．車輛動(dòng)力學(xué)及其控制［M］．北京: 機(jī)械工業(yè)出版社，2010．
[12] 電動(dòng)汽車用電機(jī)及其控制器第1部分技術(shù)條件: GB/T18488．1—2006［S］．北京:中國(guó)標(biāo)準(zhǔn)出版社，2006．
[13] 葉宗裕．關(guān)于多指標(biāo)綜合評(píng)價(jià)中指標(biāo)正向化和無(wú)量綱化方法的選擇［J］．統(tǒng)計(jì)科學(xué)與實(shí)踐，2003( 4) : 24 -25．
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