轉向節式輪轂電機殼體的結構優化與設計

沈紅丹　吳婉晴　高藝肖　徐靜　黎昌瑞

摘 要：輪轂電機因其具有傳動結構簡單，傳動效率高等特點廣泛應用于新能源汽車中。針對輪轂電機簧下質量增加的難題，開展了對輪轂電機殼體輕量化設計的研究。本文通過對傳統輪轂電機與轉向節進行受力分析，以一種新的殼體集成方式去解決在有限的輪內空間內增加輪轂電機的尺寸，并在此基礎上通過Hypermesh仿真軟件對模型進行輕量化設計，優化了殼體的應力分布、消除了部分結構的應力集中現象、整體質量減輕49.29%，優化效果明顯。

關鍵詞：結構設計 拓撲結構優化 輪轂電機 輕量化 有限元分析

1 引言

輪轂電機為整車驅動系統核心部件，具有結構緊湊、傳動效率高、整車布置靈活和驅動控制獨立等優點。這些特點在汽車上的應用，使得未來新能源汽車在驅動方面又有了一個新的發展方向。然而這項技術現階段仍面臨著一些亟待解決的問題，比如輪內空間對于電機尺寸的限制、簧下質量增加[1]對車輛性能造成的不利影響等。因此，開展輪轂電機殼體結構的集成化設計以及輕量化研究具有重要意義。

現已有眾多研究者對輪轂電機進行了輕量化研究。比如Y. Honkura等[2]使用了材料減重的方法，將輪轂電機原有的定子磁鐵材料替換為稀土永磁材料釹鐵硼，使得電機減重50%。Lidija B等[3]將遺傳算法與拓撲優化相結合，對永磁同步電機進行設計，減少磁鋼的用量以達到減重的目的。程重力等[4]提出了電機殼體與車輪通過懸架系統相連的新型輪內動力吸振懸架構型，并對系統分析優化、提升了車輛穩定性。雷磊[5]將電機定子支撐架和轉向節的復合材料進行多目標優化，最后在滿足要求的情況下減輕了支撐架的重量。翟洪飛等[6]以質量優化為目標，對殼體結構非承載區域進行拓撲優化與結構設計，使殼體結構系統質量降低5.5%。辛雨等[7]以轉向節進行拓撲優化分析，并參考拓撲優化分析結果對轉向節進行降重優化，優化方案比原方案重量降低11.05%。

以上研究主要是在輪轂電機材料和設計方面進行輕量化設計，而對輪轂電機殼體結構的集成化設計以及輕量化研究較少，本研究首先建立了輪轂電機殼體模型，并對模型進行靜應力分析和模態分析，然后通過拓撲優化對其進行輕量化設計。

2 結構設計及相關參數

轉向節式輪轂電機外殼是將傳統輪轂電機外殼與轉向節結合設計而成，是集成化后的產物。參考某汽車公司K系列純電動客車的輪轂電機結構進行初步建模，如圖1所示為轉向節式輪轂電機殼體的初步建模。

根據車輛參數226/60R18輪胎，輪胎滾動半徑為592.19mm大致可以確定輪轂電機選型，這里選用Protean公司生產的PD-18型永磁同步電機，懸架為麥弗遜式獨立懸架。輪轂電機詳細參數見表1所示。

對于輪轂電機殼體的選材選用ZL101鋁合金材料，它具有良好的力學性能，可鑄造性強、熱裂傾向好以及機械加工性能優越。如表2所示為ZL101鋁合金的材料屬性。

3 初始模型前處理

3.1 模型網格劃分

轉向節式輪轂電機殼體不同于傳統結構形式。雖然大部分殼體依舊為回轉體，但存在部分凸臂，不便于直接二維劃分。這里可以選擇2mm為單位網格尺寸，2D網格面為三角形、3D網格面為四邊形進行劃分。劃分完成之后可在tool中進行網格質量檢查，并對不合格單元進行手動修改。圖2所示即為網格劃分后的模型。

3.2 結構分析及約束載荷

根據公式（1）可計算得出電機外殼連接懸架的上臂所受到的整車質量為569.648kg、受到的重力靜載荷為5582.6N。

G1=（μG/2-Gm）×g （1）

式中G為汽車滿載時的重力載荷；μ為汽車前軸所占整車的質量比；Gm為單個車輪的簧下載荷。

車輛啟動時，電機的轉矩最大，此時轉子轉動產生的轉矩作用到殼體上，殼體受到轉矩可見式（2）。由公式（2）可計算得到車輛啟動時轉向節式輪轂電機殼體所受到轉矩為2750N·m。

Ts=Ks×Tm （2）

式中Ks為動載系數，它的值可以參考集中式動力總成數值為2.2；Tm為輪轂電機輸出的峰值轉矩。

約束：在連接件上對螺孔進行全約束。殼體上的懸架減振器連接部位約束了沿X軸和Z軸的平動和轉動。殼體轉向拉桿連接處約束了沿Y軸方向的平動和沿XZ軸方向的轉動。殼體上的懸架擺臂約束沿XZ軸的平動。

載荷：沿殼體懸架減振器螺栓孔向下的力以及殼體內部電機驅動或者加速時產生的轉矩。

4 初始模型有限元分析

4.1 靜力學分析

殼體在車輛滿載啟動工況下的變形圖和應力云圖。由該工況下的輪轂電機殼體變形量圖可知，殼體大變形區域主要集中在與懸架連接的上凸臂，最大變形量為0.0287mm，連接件處無太大的變形，整體形變量較小。在此工況下應力集中在幾處凸臂與殼體連接部位和各凸臂裝配孔處，結構最大應力為36.36MPa，小于材料的屈服應力。其余殼體部分應力大多在8.085MPa之下，有很大的材料去除空間。

4.2 模態分析

通過軟件分析可得殼體的前6階模態振型和頻率，如圖3。第一階模態振動部位主要在轉向拉桿和殼體、發生繞Y軸的轉動；第二階部位主要在右端蓋、發生沿著Z軸的平動；第三階主要發生在右端蓋和殼體、發生沿著Z軸的平動以及沿Y軸的平動；第四階主要是兩端蓋的平動和殼體沿Y軸的轉動；第五階是左端蓋沿著X軸的平動，形變量較大；第六階振動部位主要發生在與連接件相接的外圍部分，輸出軸端蓋部分變形量較小。

如表3所示為殼體六階模態的頻率響應值：

殼體受到來自電機的激勵頻率可由以下公式（3）計算：

f=n×p/60 （3）

式中為輪轂電機轉速，為電機的極對數。

根據選用的輪轂電機參數可知電機轉速最高可達到1600r/min、取為2帶入公式（3）計算可得電機激勵頻率為53.3HZ，考慮到電機可能會發生高頻振動的情況。為使結果符合實際，可取五倍的激勵頻率，即266.5HZ。計算結果小于轉向節式輪轂電機殼體的一階固有頻率。

5 模型拓撲優化

5.1 拓撲優化模型重構

為避免優化結果不明顯或者優化過度導致的模型錯誤，必須要對優化目標施加約束。常見的結構優化約束有質量、體積、變形等。這里可以約束殼體的體積最小，即所用材料最少、質量最小。在響應responses卡片下方的dconstraints中添加約束體積，上限設置為優化結果保留原體積的20%。最大或最小成員尺寸是指優化過程中網格單元密度為1所能允許的最大或最小尺寸。一般最小成員尺寸要大于3倍的單元網格平均尺寸。經過多次的參數調整對比，最終選用小成員尺寸為5。一般最大成員尺寸要大于2倍的最小成員尺寸，這里最大成員尺寸定義為18。

根據拓撲優化的結果即可進行輪轂電機殼體的模型重建。重建模型如圖4。

5.2 重構模型靜力學分析

對重建模型進行靜力學和模態分析。如圖5為殼體結構優化后的變形和vonMises應力云圖。優化后的結構在該工況下的最大應力為48.62MPa，大于優化前的36.36MPa。結構最大應力有所提升，但依舊小于材料的屈服應力。殼體在減材后的靜力學分析結果滿足優化條件。

5.3 重構模型模態分析

圖6為轉向節式輪轂電機殼體結構的六階模態振型。

模態分析結果顯示一階固有頻率為618.03HZ，與優化之前的模型頻率相比稍微有點下降，但是殼體固有頻率依舊小于結構所受的最大激勵頻率，可以保證殼體的可靠性。輪轂電機殼體質量11.42Kg降到5.79Kg，減重49.29%。

5.4 強度校核

優化后輪轂電機殼體質量11.42Kg降到5.79Kg，減重49.29%。表4為優化前后的數值對比。圖7為優化前后六階頻率的對比。電機殼體依舊存在少部分的應力集中現象，后續依舊需要對其進行形狀和尺寸的控制優化。

6 結語

本文通過SolidWorks軟件構建輪轂電機的殼體模型，結合Hypermesh分析軟件，對初模型進行拓撲優化。具體結論如下：

（1）優化后的結構在該工況下的最大應力為48.62MPa，大于優化前的36.36MPa，結構最大應力有所提升，但依舊小于材料的屈服應力。（2）一階固有頻率為618.03HZ，與優化之前的模型頻率781.61HZ相比略有下降，但依舊大于激勵頻率。（3）輪轂電機殼體質量11.42Kg降到5.79Kg，減重49.29%，輕量化效果明顯。

教育部產學合作協同育人項目（No.220804422313802）基于快速控制原型的動力電池管控課程改革。

教育部供需對接就業育人項目：智能網聯新能源汽車應用型人才聯合培養，編號為20230102913。

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