總結與未來展望

6-1 總結

輪內馬達要在目前電動車熱潮中占有一席之地，仍需要處理許多問題，最主 要的其中之一為輪內馬達的懸吊振動問題，問題根本來自於簧下質量過重。文獻 紀錄中發現已有許多動態減振理論應用於車輛懸吊以改善振動不良問題，甚至在 Bridgestone 的研究提到增加第二懸吊系統，將輪內馬達轉移至第二懸吊上，並 應用動態減振理論提升貼地性。雖在文獻紀錄中已有許多動態減振理論應用於車 輛懸吊振動改善的研究，但仍期待透過設計方法來實現其構想。

本研究之目的為運用設計方法，在原車主懸吊系統架構下，發展出適用於輪 內馬達的第二懸吊系統，且減振功效可使整車舒適性與輪胎貼地性得以大幅改善。

為達成研究目的，設定懸吊振動分析的目標，新增第二懸吊系統於輪內馬達電動 車，讓舒適性與貼地性的數值指標相當或優於一般型態電動車，從中了解相關第 二懸吊參數的設定規則。另一目標為同時發展出具可行性的輪內馬達懸吊系統之 概念設計與配置，系統包含煞車、主懸吊、第二懸吊、動力、輪框等次系統。最 後透過一目標車與輪內馬達進行設計範例探討。本研究依照論文章節所得幾項結 論分別為:

1. 四分之一車的三自由度系統與二自由度系統，以及二分之一車的六自由度系 統運動方程式，透過矩陣化計算得到MCK 矩陣化運動方程式，最終得到系 統的轉移函數。系統輸入路面設定為ISO 路面粗糙度 C 級，以車速 60km/h 以上通過，最終獲人感受的加速度方均根值，令其為舒適性之數值化依據，

數值越小表示舒適越佳；貼地力變動之方均根值，令其為貼地性之數值化依 據，越小表示貼地效果越好，亦說明其操控性佳。

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2. 由舒適性與貼地性的數值化分析，了解當簧下質量變重的輪內馬達電動車 (In-Wheel Drive Electric Vehicle, Iwd EV) ， 會 造 成 較 一 般 型 態 電 動 車 (Conventional Drive Electric Vehicle, Cond EV)的人感受加速度方均根值上升 18%，貼地力跳動約增加 37%，尤其路面衝擊後最小貼地力僅剩下 50.5%。

三自由度懸吊改善方案分為並聯式、串聯式、串並聯式等三種，分析後皆發 現當其簧下質量經轉移置減振質量後，皆可有效改善振動問題，但並聯式較 簡化且具有更有效的減振效果，故在四分之一車懸吊分析下為最佳減振懸吊 模式。在三自由度並聯式的懸吊系統，乃是使用動態減振理論(Dynamic vibration absorber theory)，將此懸吊的電動車稱為具動態減振之輪內馬達電 動車(Dva-iwd EV)。

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5. 將輪內系統的煞車、馬達、聯軸器、第二懸吊等次系統展開具有可行性的機 構方案，再依據四個功能圖方案組合機構。根據 Bridgestone 所研發輪內 馬達懸吊系統繪製成的系統配置概念圖為基礎，再配合本研究所設定的次系

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指標下降17.3%、貼地力變化比下降 12.1%；以二分之一車模擬結果而言，

相對於原車舒適性指標下降7.3%、後輪貼地力變化比下降 9%，與四分之一 車模擬結果的差別在於二分之一車僅有後懸吊振動有獲得改善，前懸吊仍與 原車相當。綜合兩分析結果，目標車貼地性與舒適性皆優原車，符合本章所 設定之目標，當然也更優於原車後輪值加直驅輪內馬達方案。

本研究大致上，以輪內馬達電動車的振動問題為起頭，利用振動理論的數值 化分析方法，提出輪內馬達懸吊系統之理論概念來解決振動問題。其次，將原始 車輛之懸吊機構經過拓譜分析功能圖後，在功能圖中加入第二懸吊與聯軸器等次 系統，得到多種拓樸概念設計。再將多種拓樸概念設計方案根據次系統特性發展 出多種輪內馬達懸吊系統之概念系統。最後，將其一之有效減振的概念系統配合 適當的目標車與次系統發展細部設計，以說明與展示輪內懸吊系統的完整設計方 法的可行性。對於一般型態電動車而言，本研究的輪內馬達懸吊系統無論在輪胎 的貼地性或乘坐舒適性皆具有減振功效，也更優於輪內馬達電動車，可說明其實 用價值。在輪內馬達發展的振動問題上，本研究之新型輪內馬達懸吊系統提供具 有可行性與實用性的振動改善參考價值，可使得輪內馬達發展上更有助益。

6-2 未來展望

1. 本研究振動模擬分析時，將模型適當的簡化成線性化進行分析，雖可獲得近 似的分析結果，但實際阻尼器與懸吊機構常為非線性裝置。若未來懸吊機構 發展使得非線性現象越來越明顯時，則可投入相關非線性討論。

2. 本研究雖已提出完整的輪內馬達懸吊系統之設計方法，但簧下質量仍然相當 重，若將簧下質量的主要元件輪框、第二懸吊、輪轂軸承等做進一步的輕量

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化 ， 或 選 用 其 更 高 簧 下 質 量 轉 移 比 例 之 功 能 圖 方 案 如 F-MB-AHW/P、

F-AMB-HW/P，則可讓本研究的輪內馬達懸吊系統達到可實用程度。

3. 現行除了實心且軸轉式輪內馬達外，輪內馬達可選擇在風力發電已有許多應 用的空心式軸轉馬達，加上撓性徑向聯軸器，可提供相當於第二懸吊減振效 果與傳動高扭力的傳動概念，這兩項次系統可使得輪內馬達懸吊系統達到最 簡化機構。並且在全四輪驅動車的車輪皆應用這種形式之輪內馬達懸吊系統，

如此可達到最佳減振效果的電動車。

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122

123

124

馬達 聯 軸 器

F-AMB-HW/P

F-AM-BHW/P 空

間 轉

動 碟煞 轂煞

實

心 軸

轉 軸 向

徑 向

殼

轉 軸 向

徑 向

125

dv_da_ra=0.35;%dynamic absorbers damping ratio 0.35 dv_fn=5;%dynamic absorbers freq

s0_omega=64;

v=60/3.6;%m/s gg=9.80665;

mass_ratio=0.625; %m3/(m1+m3) 0.4 mo=0; %簧下質量減重質量

s_comf(q,z)=(abs(h_comf))^2*s_g;

s_ft(q,z)=(abs(h_ft))^2*s_g;

q=q+1;

126

end f=0.1:df:30;

RMS_comf(z) =(trapz(f,s_comf(:,z)))^0.5 ; RMS_ft(z) =(trapz(f,s_ft(:,z)))^0.5 ; z=z+1;

end

….

%% 轉移比例變化 z=1;

for mass_ratio=0.0001:0.2:0.8001 type=3;

parameter_q;

…..

RMS_comf(z) =(trapz(f,s_comf(:,z)))^0.5 ; RMS_ft(z) =(trapz(f,s_ft(:,z)))^0.5 ; z=z+1;

end

%% 動態避震原始自然頻率變更討論 z=1;

for dv_fn=2:2:12 type=3;

parameter_q;

…..

RMS_comf(z) =(trapz(f,s_comf(:,z)))^0.5 ; RMS_ft(z) =(trapz(f,s_ft(:,z)))^0.5 ; z=z+1;

end

%% 路面挑動的時域圖 for mass_ratio=0.2:0.2:0.8 for type=1:3

parameter_q;

s=tf('s');

127

xlabel('t','fontsize',20) title('step (40 mm)','fontsize',20)

%% 第二懸吊速度時域分析 step((h_x(3)-h_x(1))*0.04*s);

ylabel('v_3-v_1(m/s)','fontsize',20) xlabel('t','fontsize',20)

title('step (40 mm)','fontsize',20)

%% 第二懸吊受力分析

step((h_x(3)-h_x(1))*(k3+s*c3)*0.04);

ylabel('F (N)','fontsize',20) xlabel('t','fontsize',20)

title('Sec-SUS for step40mm','fontsize',20) step((1+(1-h_x(1))*0.04*k1/380/gg));

ylabel('Ft (g)','fontsize',20) xlabel('t','fontsize',20) title('step (20 mm)','fontsize',20) hold on

%% 雙參數討論 for type=1:5 z=1;

for mass_ratio=0.2:0.05:0.8 %M_3r parameter_q;

…..

RMS_comf(z) =(trapz(f,s_comf(:,z)))^0.5 ; RMS_ft(z) =(trapz(f,s_ft(:,z)))^0.5 ; z=z+1;

end

mass_ratio=(0.2:0.05:0.8)*100;

副程式 dof_2_3.m r_dof=M*s^2+C*s+K;

[vct_dof,val_dof]=eig(M^-1*K);

na_fq_dof(type,:)=diag(sqrt(val_dof))/2/pi;

128

h_x=(M*s^2+C*s+K)^-1*[k1+c1*s;0;0];

h_dx=s*h_x;%速度 h_ddx=s^2*h_x;%加速度

h_comf=h_ddx(2)*H_b; %簧上加速度與加權 h_ft=(k1+c1*s)*(h_x(1)-1);%輪胎貼地力 副程式 parameter_q.m

data=[30 350 0.00001 210200 26300 0 0 50 1600 0 0;

80 300 0.00001 210200 26300 0 0 50 1600 0 0;

50*(1-mass_ratio) 300 50*mass_ratio 210200 26300 (dv_fn*2*pi)^2*50*mass_ratio 0 50 1600 dv_da_ra*2*(2*dv_fn*pi)^2 0; %並

80*(1-mass_ratio) 300 80*mass_ratio 210200 0 26300*2 26300*2 50 0 1600*2 1600*2;%串

MM(type,:)=[m1 m2 m3];KK(type,:)=[k1 k2 k3 k4 ];CC(type,:)=[c1 c2 c3 c4];

% clear k1 k2 k3 c1 c2 c3 m1 m2 m3

二分之一車程式碼 clear all;

v=90/3.6;

%%

%type=1--2-dof motor on the sprung

%type=2--2-dof motor in the unsprung

%type=3--3-dof motor is sec-sprung for type_r=1:3;

z=1;

for mo=0:1:45

% for v=10/3.6:10/3.6:150/3.6 type_f=1;

%% 主迴圈

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data_mcg_r=[56 46 46]/100;

mcg_r=data_mcg_r(type_r);

s_a2_d(q)=(abs(h_a2_d))^2*s_g;

s_ddp_d(q)=(abs(h_ddp_d))^2*s_g;

s_tf_d(q)=(abs(h_tf_d))^2*s_g;

%% 垂直模式

s_a2_v(q)=(abs(h_a2_v))^2*s_g;

s_ddp_v(q)=(abs(h_ddp_v))^2*s_g;

s_tf_v(q)=(abs(h_tf_v))^2*s_g;

%% 伏仰模式

s_a2_p(q)=(abs(h_a2_p))^2*s_g;

s_ddp_p(q)=(abs(h_ddp_p))^2*s_g;

s_tf_p(q)=(abs(h_tf_p))^2*s_g;

q=q+1;

end

%% 走行模式 RMS

RMS_a2(z) =(sum(s_a2_d*df))^0.5;

RMS_ddp(z) =(sum(s_ddp_d*df))^0.5;

RMS_a(z)=sqrt(RMS_a2(z)^2+RMS_ddp(z)^2);

130

RMS_tf(z)=(sum(s_tf_d*df))^0.5;

%%

副程式 marix_data.m

%%

M11=diag([mf1 mr1 mf3 mr3]);

M22=[m2 0;0 Ip];

M=[M11 zeros(4,2);zeros(2,4) M22];

%%

C11=[cf1+cf3+cf2 0 -cf3 0;0 cr1+cr3+cr2 0 -cr3 ;-cf3 0 cf3 0;0 -cr3 0 cr3];

C12=[-cf2 0;0 -cr2;0 0 ;0 0];

C21_C22=[1 1;-lf lr]*[cf2 0 0 0 -cf2 0;0 cr2 0 0 0 -cr2];

C=[C11 C12;-C21_C22];

%%

K11=[kf1+kf3+kf2 0 -kf3 0;0 kr1+kr3+kr2 0 -kr3 ;-kf3 0 kf3 0;0 -kr3 0 kr3];

K12=[-kf2 0; 0 -kr2;0 0 ;0 0];

K21_K22=[1 1;-lf lr]*[kf2 0 0 0 -kf2 0;0 kr2 0 0 0 -kr2];

K=[K11 K12;-K21_K22];

%%

t=(le)/v;

Qd=[kf1+s*cf1; exp(-t*s)*kr1+exp(-t*s)*cr1*s; 0;0;0;0];

Qv=[kf1+s*cf1; kr1+cr1*s;0;0;0;0]; %垂直模型輸入 Qp=[kf1+s*cf1; -kr1-cr1*s;0;0;0;0]; %俯仰模式輸入

131

%%

r=1/(lf+lr)*[lr lf;-1 1];

R=[eye(4) zeros(4,2);zeros(2,4) r^-1];

%%

h_a2_d=s^2*(Hd(5)+Hd(6)*(lf-le/2)); %觀察位置 h_a2_d=h_a2_d*H_b; %加權 Hb h_ddp_d=Hd(6)*H_w; %加權 Hw

h_tf_d=(abs((Hd(1)-1)*(kf1+s*cf1))+abs((Hd(2)-exp(-s*t))*(kr1+cr1*s))); %貼地性

%% 垂直模式

h_a2_v=s^2*(Hv(5)+Hv(6)*(lf-le/2));

h_a2_v=h_a2_v*H_b;

h_ddp_v=Hv(6)*H_w;

h_tf_v=(abs((Hv(1)-1)*(kf1+s*cf1))+abs((Hv(2)-exp(-s*t))*(kr1+cr1*s)));

%% 伏仰模式

h_a2_p=s^2*(Hp(5)+Hp(6)*(lf-le/2));

h_a2_p=h_a2_p*H_b;

h_ddp_p=Hp(6)*H_w;

h_tf_p=(abs((Hp(1)-1)*(kr1+cr1*s))+abs((Hp(2)-exp(-s*t))*(kr1+cr1*s)));

副程式 parameter.m

data=[0 30 0.0001 (1475+136)/2;

0 50.5 0.0001 (1658+136-81*2+20.2)/2;

5.5 81-mo 30.34/(81-mo) (1658+136)/2];

wfda_hz=data(type_f,1);mf=data(type_f,2);mf_r=data(type_f,3);wrda_hz=data(type_r,1);mr=data(type_r,2);mr_r=data(type_r,3);

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le=2.5;

m_all=data(type_r,4);

wf1_hz=1.3;%前輪第一自然頻率 wr1_hz=1.3;%前輪第一自然頻率 kf_r=8;% kf0/kf1;

kr_r=kf_r;

df2_r=0.3;%前輪主避震的 damping ratio dr2_r=df2_r;

kf2=(wf1_hz*2*pi)^2*m2*m2cg_r*(1+kf_r)/kf_r; %主懸吊剛性 kr2=(wr1_hz*2*pi)^2*m2*(1-m2cg_r)*(1+kr_r)/kr_r;

KK(z,:)=[kf1 kr1 kf2 kr2 kf3 kr3];

CC(z,:)=[cf1 cr1 cf2 cr2 cf3 cr3];

在文檔中 輪內馬達懸吊系統之分析與設計 (頁 129-148)