微型電動游覽車底盤結構的靜動態分析

鄧 號，路春光，劉偉民

（河北聯合大學 機械工程學院，河北 唐山 063009）

0 引言

電動游覽車以其節能、無尾氣排放﹑噪聲低、使用方便靈活等特點在很多游覽區得到了廣泛使用。底盤是電動游覽車的主要結構，電動汽車上絕大多數零部件都要靠底盤固定和連接，它是承受載荷的主要結構，是整個電動汽車的關鍵部件。因此，底盤應有足夠的剛度和強度，同時應有合理的動態特性以減小整車振動［1］。本文應用有限元分析軟件ANSYS對電動游覽車底盤結構進行靜態和動態分析，分析底盤在典型工況下的強度和剛度變化，確定底盤的模態參數，為底盤結構的優化及輕量化打下基礎。

1 電動游覽車底盤有限元模型的建立

圖1為電動游覽車實物圖。該車底盤由主副車架組成，包括若干根橫梁和縱梁，便于安裝和固定其他部件；前端懸掛與減振彈簧相連，中間和后端橫梁承載乘客和電池；后減振與后端橫梁連接。

圖1 電動游覽車實物圖

首先通過Pro／E建立該車底盤三維模型，然后通過ANSYS和Pr o／E的關聯接口IGES文件格式將三維模型導入ANSYS系統進行有限元分析計算。在建模時，既要反映底盤的實際特征，又不能使結構太復雜，因此必須對模型進行簡化［2］。底盤有限元模型如圖2所示。

圖2 底盤有限元模型

微型電動游覽車底盤采用實體建模，所以結構分析時采用實體單元，在有限元模型進行網格劃分的過程中采用了solid186單元［3］，此單元是一個高階3維20節點固體結構單元，具有二次位移模式，可以更好地模擬不同的網格，模擬精度較高。進行有限元分析時，網格的密度劃分直接影響計算的精度，經過多次網格劃分和計算，最終采用單元大小為6，邊緣長度為0.03的六面體網格。由于自由網格劃分對于單元沒有特殊的限制，也沒有指定的分布模式，而映射網格劃分不但對單元形狀有所限制，而且對單元排布模式也有要求，劃分效果更好，計算精度更高。因此本文采用映射網格劃分的方法，劃分單元后底盤的單元數為3 729個，節點數為28 122個。

2 強度與剛度計算

底盤是微型電動游覽車的主要承載結構，其所受應力大，受力狀況復雜，實際行駛中由于應力集中容易出現斷裂，為此對該底盤進行以下兩種典型工況的分析［4］。

2.1 彎曲工況

電動汽車在平坦路面上勻速行駛時，彎曲變形占主導地位，這時底盤受力近似于靜力狀態。

2.1.1 施加約束

約束既要滿足底盤自身的變形不受影響，又要保證避免底盤結構的剛體位移，所以應在底盤前端懸掛處施加全自由度約束，在底盤后部與彈簧接觸處施加垂直方向的約束。

2.1.2 施加載荷

載荷的正確處理要保證以ANSYS分析的結果和反映實際運行狀態為前提，關鍵是要根據不同的計算工況來確定如何施加載荷。將發動機﹑控制器﹑電池等作為集中載荷，依據它們在底盤上的位置及與底盤連接的部位將載荷施加到相對應的節點上，乘客﹑座椅等的質量通過均布載荷施加到底盤上，應用慣性載荷對底盤重力進行處理。

2.1.3 計算結果分析

該底盤結構采用碳素結構鋼，經ANSYS分析計算，底盤的最大變形量為0.653 mm，位于底盤前部，如圖3所示。應力最大值為12 MPa，位于前懸梁與支架接觸處，如圖4所示，其應力滿足底盤材料的屈服強度要求。

圖3 彎曲工況底盤變形圖

圖4 彎曲工況底盤應力分布圖

2.2 彎扭工況

電動汽車在凹凸不平的路面勻速行駛時，可能會出現一車輪瞬時懸空狀態，這時扭轉變形占據主導地位，底盤將承受彎曲和扭轉聯合載荷的作用［5］。該情況下，底盤處于滿載荷狀態，分析中要去掉懸空處的自由度約束，還要在此處施加車輪和懸架的質量。下面以左前輪懸空為例進行分析計算。

2.2.1 施加約束

去掉左前輪懸空處的自由度，其他約束與彎曲工況相同。

2.2.2 施加載荷

在左前輪去掉約束的位置施加懸架和車輪質量，其他載荷與彎曲工況相同。

2.2.3 計算結果分析

應用ANSYS進行分析計算，底盤的最大變形量為0.809 mm，位于底盤前部連接處，如圖5所示。最大應力值為15.5 MPa，位于懸掛與支架連接處，如圖6所示。底盤的最大應力滿足材料屈服強度要求。

圖5 左前輪懸空時變形圖

圖6 左前輪懸空時應力圖

3 模態分析

當微型電動游覽車在凹凸不平的路面行駛時，由于路面激振力會使車體產生不同程度的振動。振動過于強烈會使電動游覽車某些薄弱結構產生疲勞破壞，頻率達到一定值會產生共振和噪聲。通過模態分析可得到底盤的模態參數（振型和固有頻率），以及微型電動游覽車在實際環境行駛中外部激振頻率的分布狀態，以使底盤結構設計的各階模態的頻率避開共振區，防止車體發生共振。

由于底盤結構的振動特性可表述為無窮階固有振型的數學排列組合，振型對結構的影響程度是低階的振型比高階的振型大，而且電動游覽車一般是在路況較好的情況下行駛，因此模態分析中選用前10階振型進行計算分析即可反映底盤基本狀況。用Lanczos法［6］對底盤進行模態分析計算，施加約束條件與靜力分析基本相同，因為振動被假定為自由振動，所以外部載荷將被忽略。分析結果見表1。

表1 底盤模態計算分析結果

電動游覽車行駛中對底盤影響較大的外部激勵源主要有兩方面：①由于路面不平造成的車輪不平衡激勵（1 Hz～20 Hz之間）；②發動機運轉造成的簡諧激勵［7］。其中發動機運轉造成的影響不大，所以道路因素對電動汽車產生的影響應首先考慮。由表1可知，底盤4階固有頻率在路面激勵影響范圍內，最容易發生共振。在諸多對底盤強度的影響因素中，扭轉影響較大，所以必須從提高底盤的扭轉剛度入手。橫梁對底盤扭轉剛度影響最大，可嘗試改變橫梁在底盤的位置和調節橫梁的橫截面形狀和尺寸來提高其扭轉剛度。

4 結論

通過對電動游覽車底盤結構的有限元分析，可以得到底盤結構各位置的變形和應力狀態，確定底盤結構的薄弱環節。從靜力分析結果來看，電動游覽車底盤在兩種工況下的最大應力均滿足材料的屈服強度要求，該底盤的設計比較合理。在一車輪懸空時所受應力最大，應加強應力最大位置的結構強度，避免底盤結構出現斷裂。從模態分析結果來看，底盤4階的固有頻率容易引起共振，應通過調整底盤結構，使各階模態頻率避開路面激勵頻率，防止車體發生共振。

［1］ 劉明輝，于學兵.客車車身結構的有限元分析方法研究［J］.湖北汽車工業學院學報，2004（12）：20－21.

［2］ 王海亮，金先龍，林忠欽.低地板城市客車車身結構有限元分析［J］.汽車工程，2002（2）：30－31.

［3］ 博嘉科技.有限元分析軟件——ANSYS融會與貫通［M］.北京：中國水利水電出版社，2002.

［4］ 劉勝乾，顧力強，呂文匯.軍用某型牽引車車架靜動態特性分析［J］.機械，2006（4）：11－12.

［5］ 張葒蔚，顧力強.城市客車車身結構有限元分析［J］.設計研究，2003（4）：25－26.

［6］ 汪偉，辛勇.車架有限元建模及模態分析［J］.機械設計與制造，2009（11）：53－54.

［7］ 王暉云，呂寶占，朱思洪.基于ANSYS的輕型載貨汽車車架模態分析［J］.煤礦機械，2007（3）：60－61.