微型電動車車架靜態及預應力模態分析研究

路春光，郭燦志，劉寶剛，鄧程程

（1.華北理工大學 機械工程學院，唐山 063009；2.上汽唐山客車有限公司，唐山 063299）

0 引言

車架是汽車的裝配基體和承載基體，支撐連接汽車的各總成零部件，承受來自車內外的各種載荷，其好壞直接關系到整車的性能和質量[1]。因此，車架必須具有足夠的強度與剛度，同時也應有合理的動態特性以降低整車的振動保證車體結構良好的可靠性、耐久性。針對前述問題，特別對電動游覽車在實際行駛中可能遇到的典型工況進行了分析，此過程中對于網格質量的好壞對分析結果的影響程度也做了理論的計算，得到了可以接受的分析結果，對電動汽車車架的設計和優化提供了重要的參考依據。如圖1所示為所研究純電動旅游觀光車實物圖。

圖1 非公路用旅游觀光車實物圖

1 車架有限元模型的建立

1.1 三維實體模型

應用ANSYS/Workbench進行有限元分析時，雖然Workbench帶有自建模功能模塊Design Modeler，但是為了提高工作效率，本文采用成熟的三維建模軟件Creo進行車架實體模型的建立， 然后利用Workbench軟件成熟的雙向CAD接口，把三維車架數字模型導入Workbench軟件。

車架是一個復雜的裝配體，主要由槽鋼和角鋼通過焊接連接而成。建模時，為保證網格質量及有限元模型能夠在ANSYS軟件中高效率的計算及計算的準確性，在不影響車架結構主要力學特性的前提下，盡量簡化其幾何模型特征。故對車架作了簡化處理，具體措施如下[2]。

1）由于車架是各槽鋼、角鋼焊接連接而成，在建立有限元模型時將車架處理為一個剛體，全部簡化成實體單元，從而即簡化有限元計算又保證了載荷的傳遞。

2）略去功能件和裝飾件。 有些構件僅為滿足工藝或美觀要求而設置的，并非根據強度要求設置的，原則上是可以忽略的。如：工藝孔、前端橫梁兩端的圓弧修飾等。

3）刪除一些對結構分析只產生局部較小影響的細節， 如車架橫縱梁上的部分圓角、倒角過度和局部空洞，刪除這些較小的細節可以大大減小有限元分析的計算量和求解時間，而不會影響到分析結果精度。車架三維模型及承受載荷的位置如圖2所示。

圖2 車架三維模型及承受載荷位置圖

其中載荷1處放置了電機、控制器各一臺；載荷2處主要承載駕駛和副駕駛兩人；載荷3處駕駛座下放置兩塊鉛酸蓄；載荷4處底架放置三塊鉛酸蓄電池；載荷5處背靠背兩排座椅供乘坐六人。電動汽車車架上各主要總成質量及載荷大小如表1所示。

表1 各部件質量參數

其中，重力加速度g取10N/kg。

1.2 材料的選擇

車架采用的所有槽鋼、角鋼均使用普通碳素結構鋼Q235，材料特性如表2所示。

表2 車架材料特性

1.3 單元選擇及網格劃分

由于車架結構較為簡單，并沒有過多的曲面存在，所以在此選用 SOLID185 實體單元采用Workbench直接進行網格劃分。為了得到網格劃分質量的好壞對分析結果影響程度的可靠數據，在滿載彎曲工況下先后進行了二次網格劃分計算，分別采用自由網格劃分和單元大小為10mm、邊緣長度為1.8mm的四面體單元網格劃分，單元和節點數分別為29085、56792和353361、698611。兩次網格劃分的網格質量統計如圖3、圖4所示。

圖3 自由劃分時的網格質量分布圖

圖4 約束單元大小時的網格質量分布圖

由此可見，第一次的劃分的網格質量是非常壞的，而第二次的網格劃分的柱狀圖統計表重心分布在0.75左右，說明絕大多數網格質量是好的。盡管有一部分不好的網格，但考慮到計算機的硬件性能問題后認為這樣的網格質量是可以接受的。Workbench中坐標設定及車架有限元模型局部圖如圖5所示。坐標設定具體如下：車架高度方向為X方向，正方向為由下指向上方；長度方向為Y方向，正方向為由車架前方指向車架后方；車架的寬度方向為Z方向，正方向為面對車架尾部由左指向右。

圖5 單元為10mm的有限元模型局部圖

2 工況的選擇

電動車運行時車架承受的載荷很復雜，就載荷性質而言，主要為彎曲、扭轉、側向載荷和縱向載荷等幾類。本文結合非公路用旅游觀光車的特點，既觀光車為景區內用車，通常情況下為滿載運行并且車速也不太高，而景區路面條件較好，所以車架受力主要按照非公路用旅游觀光車最常見的兩種工況來進行分析計算，分別為滿載彎曲和緊急制動[3,4]。

滿載彎曲工況模擬電動汽車滿載靜止狀態或在平坦路面勻速直線行駛時產生的對稱垂直載荷[5]。此工況下車底架扭曲變形小，主要受輪胎與地面接觸處產生的支反力作用，車底架主要承受彎曲載荷，產生較小的水平彎曲變形。

緊急制動工況為垂直載荷和縱向載荷共同作用的相對復雜工況，縱向載荷是由電動車在制動時的慣性力的作用而產生的。緊急制動工況主要考察當電動車以極限制動加速度0.8g （此工況車輛最大減速度約為0.7g）制動時，慣性力對車架的影響。

3 靜態特性分析

3.1 滿載彎曲工況

1）載荷處理：根據力的等效原則，將電動機、控制器、電池、駕乘人員等各部分重量轉化為等效載荷施加在車架的相應位置上；車架自重采取質量和重力加速度的方式施加[6,7]。

2）邊界條件處理：在充分考慮電動汽車在滿載彎曲工況下運行的狀態后，在車架前橋左右兩端均施加全自由度約束，在后橋左右兩端施加X方向的約束，其他方向及旋轉自由度不做約束。

3）計算結果及分析：此工況下對兩次不同的網格劃分情況進行有限元模擬，分別得到了兩種情況下電動汽車車架結構在滿載彎曲工況下的等效位移和應力分布情況。其分析結果數據對比如表3所示。

表3 分析結果數據對比表

由以上的計算結果對比情況說明，在進行有限元計算時劃分網格質量的好壞對計算結果的可信度影響非常大。在此例中的誤差均在50%以上，就此可以認為在網格質量比較糟糕的情況分析計算的結果是不可信。所以在進行有限元分析時，一定要保證網格質量在可接受的范圍內。以后的分析中將不再對這種壞質量網格的劃分情況進行分析。

在網格大小為10mm時，車架的位移變形云圖和等效應力云圖分別如圖6、圖7所示。該工況下應力最大值為140.5MPa，發生在前橋懸架彈簧支點處，車身材料均為屈服極限為235MPa的普通碳素結構鋼Q235。 該工況考慮安全系數為2.0[8]。但是車架實際安全系數為1.68。由此可見車架此部分在滿載彎曲工況下不滿足強度要求。所以，應該此處應該使用更高強度的材料，如屈服極限為345MPa的碳素結構鋼Q345等材料。

圖6 位移變形云圖

圖7 等效應力云圖

車架最大變形為1.6989mm，發生在載荷3、載荷5位置處。

3.2 緊急制動工況

1）載荷處理：除彎曲工況施加的載荷和車身自重外，還需在與行駛方向的反向即在Y的正方向施加一個0.8g的極限制動加速度。

2）邊界條件處理：在此工況下，在車架前橋左右兩端均施加X、Y、Z方向的位移約束，在后橋左右兩端處施加X、Z方向的約束，其他方向及旋轉自由度不做約束。

3）計算結果及分析：該工況下應力最大值為324.48MPa，發生在前橋懸架彈簧支點處，車身材料均為屈服極限為235MPa的普通碳素結構鋼Q235。該工況考慮安全系數為1.5[8]。說明車架實際處于不安全的狀態下。由此可見車架此部分在緊急制動工況下不滿足強度要求。因此，必須在此處使用更高強度的材料，如屈服極限為345MPa的碳素結構鋼Q345等材料。計算時施加的加速度為極限制動加速度0.8g，但是在車輛實際行駛過程中絕對不會達到這樣的極限值，所以當所換用材料的安全系數大于1時，就可以滿足車輛安全行駛的要求。車架緊急制動工況下位移變形云圖和等效應力云圖分別如圖8、圖9所示。

圖8 位移變形云圖

圖9 等效應力云圖

車架最大變形為3.9173mm，發生在車架前端前防撞梁處。

4 預應力模態分析

模態分析是動態分析的基礎，是計算結構振動特性的數值技術，可以幫助設計人員確定結構的固有頻率和振型，從而使結構設計避免共振，并指導工程師預測在不同的載荷作用下結構的振動形式。因為結構中的應力會導致結構的剛度發生變化，這方面典型的例子就是琴弦，張緊的琴弦比松弛的琴弦聲音尖銳，這是因為張緊的琴弦剛度更大，從而導致自振頻率更高的緣故[9]。

根據模態分析理論，一般只計算結構的前幾階固有頻率和振型，因為越低階振動對結構影響越大。結合車架的載荷情況及運行工況，計算分析車架結構的前10階模態[10～12]。對于車架來說，彎曲及扭轉振動是其結構動態特性的主要表現形式。但是，對于非公路用旅游光車彎曲振動對車架強度的影響最大，因為景區用觀光車行駛時路面條件好，常常只受到對稱垂直載荷的作用，這類載荷是最易激發車架結構的彎曲模態。

基于以上分析，運用大型有限元分析軟件Workbench對車架進行了預應力模態分析，獲取了彎曲模態下的前10階固有頻率值及其振型特征如表4所示。

如圖10～圖13所示，給出了車架結構前4階固有頻率與振型圖（放大數倍）。

表4 前10階固有頻率值及其振型特征

圖10 一階振型

圖11 二階振型

圖12 三階振型

圖13 四階振型

當車架某階固有頻率與外界激勵頻率相接近時，就會產生共振現象，為避免共振對車架帶來的危害，應使固有頻率遠離外界的激勵頻率。對于電動汽車來說路面的激振頻率一般在20Hz以內，良好的路面激振頻率僅5Hz左右。除此之外也應使車架不與非簧載質量的固有頻率重合，其固有頻率一般為6Hz～15Hz[13]。

由預應力模態分析可知，對于此電動車來說只有一階固有頻率位于路面的激勵頻率內，說明車架在良好的路面行駛時車架振動變形較小，有良好的動態特性。但二階頻率處在非簧載質量的固有頻率以及普通路面激勵頻率范圍內，這就可能會產生難以預期的振動，所以應給予關注。

5 結束語

通過對電動觀光車車架結構的動靜態分析，得到了車架結構各位置的應力狀態和振動特性， 確定了車架結構的薄弱環節。從靜力學分析結果來看，車架在滿載彎曲工況下車架前橋懸架橫梁實際安全系數為1.68，這在遇到極端情況時可能會處于危險狀態；在極限緊急制動工況下，前橋懸架橫梁不滿足安全條件，必須更改此處的設計方案。從動力學分析結果來看，前2階的固有頻率容易引起共振，應通過調整車架結構，使各階模態頻率不處在路面激勵頻率和非簧載質量的固有頻率范圍內，防止車體發生共振，增加整車的安全性和乘坐人員的舒適性。

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