基于HyperWorks的電動車車架有限元分析

朱茂桃，李 超，劉一夫

(江蘇大學汽車與交通工程學院，江蘇鎮江212013)

電動汽車具有對地球能源的消耗少、污染低、不需要機械傳動裝置、整體噪聲小等優點，作為綠色環保車輛，它代表了汽車新的發展方向，被稱為“未來汽車”。電動汽車的車架作為其總成的安裝基體，要承受電動汽車總成全部質量、有效載荷以及行駛過程中的力和力矩，故有必要對車架強度、剛度及模態進行分析［1-2］。

1 有限元模型的建立

根據總布置技術指標要求，電動車的外廓尺寸如下:長2 315 mm;寬1 500 mm;高1 490 mm;軸距1 770 mm;輪距1 245 mm。車架幾何尺寸為:長2 261 mm;寬1 110 mm;高350 mm;局部車架高度為623 mm。

車架的附件有地板總成、座椅、蓄電池安裝支架、冷卻風扇安裝支架、車身固定支架、電池板固定支架、轉向系總成安裝支架和制動系總成的安裝支架。這些支架都根據其它總成提供的數據進行設計與開發。

對車架建立有限元模型是為了能夠準確反映車架整體性能，有限元模型含有節點、材料特性、單元、邊界條件、實常數及反映車架詳細特性的參數［3］。

該電動汽車車架采用45號鋼矩形材料，參數為:長 50 mm，寬 28 mm，厚度 2 mm，截面積 156 mm2，彈性模量7.0 ×104Pa，泊松比 0.3，密度2 850 kg/m3。為滿足薄殼要求，車架使用Shell單元對其進行單元劃分。

利用HyperWorks軟件中的HyperMesh程序，在不影響精度的情況下對模型進行簡化［4］，避免采用過多的三角形單元以引起局部剛性過大，劃分的單元形態以四邊形單元為主;為了使整個車架有限元模型規模不致過大保證計算的經濟性，單元尺寸控制在10～25 mm范圍內。

由于車架結構基本對稱，為了減少網格剖分的工作量，僅保留幾何模型的一半，在此基礎上建立有限元模型。利用HyperMesh的中面抽取功能 Midsurface，對車架中的薄壁件抽取中面時，由于導入的車架模型幾何質量較好，故不需要對其進行幾何清理。為簡化模型，減小解題規模，建模時將小孔忽略不計。最后整個車架劃分成大概1×106個單元，如圖1。

圖1 車架有限元模型Fig.1 FEA model of the body structure

2 強度和剛度計算

采用CAE方法對汽車結構的靜態性能進行分析，其基本理論如下:以節點為分析對象，依據所有節點的靜力平衡方程，匯集所有的方程式，得到被分析結構的整體平衡方程，對該方程組進行求解即會得到未知節點的位移［5］。電動汽車車架是在實際情況中受力集中非常嚴重的零部件，還是主要承載零部件，受較大載荷，應力狀況相當復雜，所以它是進行有限元分析的重要零件，筆者對其進行了彎曲工況和扭轉工況分析［6］。

2.1 電動汽車車架彎曲工況的分析

2.1.1 分析中的約束處理

施加約束的關鍵視電動車車架在行駛過程中的情況而定，同時，要參考分析過程的需要。也就是，不僅要保證消除車架結構的剛體位移，而且不能影響車架的自由變形。如此，筆者對車架的約束如下:約束前輪的xyz位移方向，約束后輪的z位移方向。在HyperMesh里面用到創建集合類型Load Collectors面板，點擊create創建Constraints。

2.1.2 分析中的載荷施加

正確處理好載荷的施加是有限元分析的結果和實際情況反映的前提，最關鍵的是通過不同計算工況來確定載荷大小及施加方式。

根據不同的計算工況確定載荷的大小和施加方式。車架的自重取為慣性載荷，重力加速度為1 g，蓄電池以及駕駛員的質量均以局部均布載荷的形式進行加載，車殼質量還有電池板以相應連接點的集中載荷形式進行加載。在HyperMesh里用到創建載荷集Load Collectors面板，點擊create創建Pressure和Force。

電動車質量質心位置表和軸荷分配如表1、表2。

表1 質量和質心位置Table 1 The location of quality and centroid

表2 軸荷分配Table 2 Shaft lotus distribution

2.1.3 計算結果分析

經有限元分析計算，用到HyperMesh里面的Deformed面板得出彎曲工況的變形圖，如圖2。

圖2 彎曲工況變形Fig.2 Strain figure of bend working condition

車架最大變形量為5.548 mm，位于主車架中部位置，兩端變形小，符合實際。車架中部較大的變形還有利于改善車架整體的應力狀態，并起到一定的緩沖作用。

用到HyperMesh中的Contour面板得出彎曲工況應力云圖，如圖3。

圖3 彎曲工況的等效應力云圖Fig.3 Von Mises stress of bend working condition

應力最大值為169.4 MPa，位于車架中部位置。

根據GB/T 699—1999《優質碳素結構鋼》規定，45鋼推薦熱處理制度為正火850℃、淬火840℃、回火600℃，達到的性能為屈服強度大于等于355 MPa。如果降低回火溫度，屈服強度提高到480 MPa以上也是可能的，但塑性指標肯定要降低。所以車架強度合格。

2.2 電動汽車車架的扭轉工況

扭轉工況的計算主要考慮一輪懸空時車架本身變形而施加在車架上的扭矩作用，限于篇幅，筆者只給出了該車在右前輪懸空時的應變圖和應力圖。

2.2.1 分析中的約束處理

釋放懸空處的自由度，其他與彎曲工況相同。在HyperMesh里面用到創建載荷集LoadCollectors面板，點擊create創建Constraints。

2.2.2 分析中的載荷施加

右前輪添加載荷為 P，P=整車滿載質量 ×9.8×動載系數/4，車在不平路面行駛時，速度較慢，所以動載系數采用1.3，計算得到P=2 730 N。HyperMesh里面用到創建載荷集Load Collectors面板，點擊create創建Pressure和Force。

2.2.3 計算結果分析

經有限元分析計算，用到HyperMesh里面的Deformed面板得出彎曲工況的變形，如圖4。

圖4 扭轉工況應變Fig.4 Strain figure of tortion working condition

車架的最大變形量為40 mm，位于車架右側前懸吊耳位置，此處剛度有待加強，建議縮短兩吊耳之間的距離或者增加其厚度。

用到HyperMesh里面的Contour面板得出彎曲工況應力云圖，如圖5。

圖5 扭轉工況的等效應力云圖Fig.5 Von Mises stress of tortion working condition

應力最大值為 88.21 MPa，位于右側懸架支柱的連接處。應力遠小于車架材料的屈服強度大于等于355 MPa。

3 電動車車架的模態分析

模態分析用來對結構的振型和固有頻率進行求取，即對動態載荷作用下結構設計重要參數的求取，所以有必要對電動汽車車架進行模態分析。當電動車在不平路面行駛時，各零部件會在路面激振力作用下產生各種振動，振動會影響到電動車結構的疲勞特性還會產生噪聲和共振。模態分析之后，依照電動汽車在實際行駛路面上實際外部激勵平率的分布可在設計的過程中對整車架的結構進行合理調整，使車架的各階模態頻率盡量的遠離外部激振頻率，防止發生共振現象［7］。

固有振型的線性組合疊加表現為結構振動，而且對動力影響的程度低階振型要比高階振型大得多，還有就是電動汽車一般在良好路面行駛，故此次電動汽車車架的模態分析中只選取了前12階的模態振型進行分析。利用HyperWorks的Optistruct求解，此處筆者只給出7階和8階振型圖，如圖6。

圖6 第7、8階振型Fig.6 The seventh ＆ eighth order modes figure

電動車車架受到的外部激勵影響較大的是路面帶來的激勵［8］，對于路面激勵一般頻率在20 Hz左右，而7階頻率是24.2 Hz(與20 Hz非常接近)，在這種情況下可能發生共振，進而電動汽車車架上的某一些部件會產生很大數值的共振動載，這對車架是有害的，應當對共振的發生進行避免。整個車架模態分析的頻率，振型特征及最大振幅位置如表3。

表3 車架模態分析匯總Table 3 The frame of modal analysis

4 結論

1)由靜態分析結果可知，電動汽車車架在彎曲和扭轉工況下的最大應力比起車架材料的屈服強度均要小，所以得出此電動汽車車架結構設計安全可靠。由電動汽車車架結構的動態分析結果可知，電動汽車駕駛員應當盡量讓路面的激勵不在車架第7階固有頻率的左右，這樣才能避免車架共振。

2)筆者使用板殼單元進行有限元分析計算的有限元模型與實際結構差別很小，從而很好的避免了用板單元跟梁單元建立有限元模型的誤差和繁瑣等等缺陷，有限元分析模型有比較高的計算準確度。

3)筆者對電動汽車車架進行了有限元分析，可以得到該車架各種位置的應力情況以及各零部件的變形情況，反映出了該整體的應力及應變趨勢。這有利于發現設計車架結構方面的薄弱細節，對電動汽車車架設計具有一定的指導意義。

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