基于靈敏度分析的某純電動客車車身骨架結構優化

劉顯春 Liu Xianchun

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基于靈敏度分析的某純電動客車車身骨架結構優化

劉顯春 Liu Xianchun

（合肥工業大學 汽車與交通工程學院，安徽 合肥 230009）

運用有限元分析理論，在Hypermesh有限元軟件中建立純電動客車車身骨架結構整車有限元模型，進行水平彎曲和極限扭轉兩種典型工況下的靜力學分析，通過分析發現車身結構強度和剛度都有過盈。提出基于靈敏度分析的方法對該客車車身結構進行結構優化，結果表明，車身結構質量減輕95 kg，各項性能變化不大且仍滿足要求。

靈敏度分析；純電動客車；車身骨架；結構優化

0 引 言

電動汽車因其高效率、綠色環保的特點被廣泛關注[1]。電動客車車身結構主要是在傳統燃油客車的基礎上改裝而來，對電動客車車身結構進行分析，設計出滿足強度、剛度和工藝制造要求的客車車身結構[2]。研究數據表明，若整車質量降低10%，則節省燃油6%～8%，燃油消耗率提高5.5%[3-4]，因此對客車車身進行結構優化設計具有重要意義。

將客車車身結構三維UG幾何模型導入Hypermesh有限元軟件，建立整車有限元模型；在水平彎曲和極限扭轉兩種典型工況下進行有限元仿真分析，對客車車身結構進行靈敏度分析，并提出結構優化方案。

1 建立有限元模型

研究對象為6.6 m純電動公交客車，車身骨架結構采用半承載式。車身骨架結構主要分為前后圍、左右側圍、頂蓋、底架和車架7大片。車架由高強度鋼板鉚接而成，車身骨架由幾百個矩形方鋼焊接而成。動力電池采用磷酸鐵鋰電池，主要分布在客車底架中部，電機布置在客車后部。

將客車車身結構三維UG幾何模型導入Hypermesh中。對客車車身結構做適當的簡化，忽略玻璃、蒙皮等的影響；忽略客車實際板簧懸架系統的結構，采用與實際鋼板彈簧等弧長、等寬度、等剛度的弧形薄板模擬。劃分網格采用10 mm大小的殼單元，車身結構材料為16Mn鋼制材料，彈性模量為2.10×105MPa，泊松比為0.28，密度為7.9×10-9kg/mm3。載荷處理時，對于動力電池、電機、乘客座椅等集中載荷，在質心處添加質量單元CONM2，然后用剛性單元RBE2連接到相應節點上；空調、地板等均布載荷以平均質量單元均勻施加到車身骨架結構相應節點上。對焊接和螺栓連接模擬時，采用軟件自帶的螺栓和焊點處理方式。建立客車車身骨架整車有限元模型如圖1所示，此模型共包含節點數732 293、殼單元數709 080。

2 有限元分析

在汽車產品定型可靠性行駛試驗規范中規定[5]：樣車必須以一定車速，在各種路面上行駛，主要分為彎曲、扭轉、緊急制動和緊急轉彎4種典型工況，以檢測客車的各項性能。對水平彎曲和極限扭轉兩種典型工況進行有限元分析，評價客車的靜力學性能。

2.1 水平彎曲工況

水平彎曲工況是對客車在良好水平路面上勻速直線行駛時的狀態模擬。約束左前輪向的平動自由度，約束右前輪、向平動自由度，約束左后輪、向平動自由度，約束右后輪、、Z向平動自由度，不約束其他所有的轉動自由度。

水平彎曲工況應力分布如圖2所示，車身骨架最大應力是205.1 MPa，位置出現在車架左側縱梁靠近動力電池的位置，是由動力電池的質量引起，客車其余部分的應力都小于160 MPa；因此客車安全系數為1.73，該工況下強度滿足要求且有過盈。

客車骨架位移最大位置出現在客車頂蓋空調安裝位置，為8.64 mm，GB/T 13043—2006《客車定型試驗規程》中給出后置發動機客車的最大變形參考值為10 mm，對比可知剛度滿足要求[6]。

2.2 極限扭轉工況

當客車行駛在坑洼不平的路面時，車身會由于幅度較大的扭動產生扭轉載荷，模擬客車在不平的壞路面上低速行駛時的極限狀態。約束右前輪、向平動自由度，約束右后輪、、向平動自由度，釋放左前輪所有自由度。

極限扭轉工況應力分布云圖如圖3所示，車身結構最大應力為270 MPa，位置也出現在車架左側縱梁靠近動力電池的位置，安全系數為1.31，車身骨架結構強度滿足要求。同時車身骨架最大位移為22.01 mm，位置發生在前圍、左側圍和頂蓋結合處，與左前輪懸空的實際情況相符。

3 結構優化

3.1 靈敏度分析

客車車身骨架是由幾百個矩形方鋼焊接而成的復雜空間結構，對客車頂蓋、側圍及地板骨架結構進行優化，設計變量為骨架部件的截面厚度參數，相應的厚度變量眾多。桿件的截面厚度變化對客車各項性能影響都較大，為了提高優化效率，對車身骨架149個桿件厚度進行靈敏度分析篩選出優化設計變量。在OptiStruct軟件中將車身結構質量最小作為優化目標，取1階扭轉模態、扭轉剛度作為約束條件，扭轉剛度計算時用左前輪減振器支架中心點的撓度替代。設置sensitivity卡片，經過11次迭代，獲得靈敏度分析的結果如圖4～6所示。

根據靈敏度的分析結果，選取車身質量靈敏度大，而1階扭轉頻率和扭轉剛度靈敏度小的設計變量為優化變量，共篩選出65個構件厚度，將這些構件減小厚度，得到車身骨架結構優化方案，部分構件厚度變化見表1。

表1 優化前、后部分構件厚度變化

變量序號優化前/mm優化后/mm 32.01.5 53.02.0 122.01.5 133.02.5 243.02.0 265.04.0 334.02.5 356.05.0 433.02.5 565.04.5 613.01.0

3.2 優化結果

根據優化方案建立優化后的車身骨架有限元模型，在后處理軟件RADIOSS中進行車身結構典型工況分析和模態分析，表2為優化前、后性能對比。

表2 優化前、后性能對比

性能指標優化前優化后性能變化 優化的結構質量/kg1 3211 226-95 1階扭轉頻率/Hz 11.58 11.13 -0.45 1階彎曲頻率/Hz 14.02 13.89 -0.13 水平彎曲工況最大應力/MPa 205 176-29 水平彎曲工況最大位移/mm 8.64 8.765 +0.125 極限扭轉工況最大應力/MPa 273 243-30 極限扭轉工況最大位移/mm 22.01 23.35 +1.34

從表2和圖7優化前、后性能對比中可看出，車身頂蓋、左右側圍、底架結構質量從優化前的 1 321 kg減為1 226 kg，減少95 kg，輕量化程度達7.2%；優化后車身結構模態性能稍有下降，但下降幅度小于1 Hz，變化不大；水平彎曲和極限扭轉這兩種典型工況下結構最大應力都有所減少，分別減少29 MPa和30 MPa，最大位移都略有增加，但增加幅度不大。

（a）優化前

（b）優化后

圖7 優化前、后水平彎曲工況位移圖

4 結 論

建立某純電動客車車身骨架有限元模型，先將三維UG幾何模型導入到有限元軟件Hypermesh，依次經過模型簡化、網格劃分、焊點和螺栓連接處理，建立客車車身整車有限元模型；然后分別對水平彎曲和極限扭轉兩種典型工況進行有限元仿真，發現客車的強度和剛度都有過盈，同時進行模態分析，發現客車的模態頻率和振型分布良好。基于靈敏度分析的方法對客車車身頂蓋、左右側圍和底架進行結構優化設計，優化結果表明，客車車身結構質量減輕95 kg，輕量化程度達7.2%，效果顯著，同時客車結構各項性能變化幅度不大。

[1]歐陽明高. 中國新能源汽車的研發及展望[J]. 科技導報，2016，34（6）：13-20.

[2]徐志漢，王澤平. 純電動城市客車車身有限元分析[J]. 客車技術與研究，2015（3）：11-13.

[3]鄔誠君. 輕質車身結構的力學分析[D]. 上海：同濟大學，2006.

[4]楊沿平，唐杰，胡紓寒，等. 中國汽車節能思考[M]. 北京：機械工業出版社，2010：43-46.

[5]王超. 電動客車鉚接車身骨架有限元分析及輕量化設計[D]. 合肥：合肥工業大學，2015.

[6]毛愛華. 純電動大客車骨架結構輕量化多目標優化設計[D]. 長春：吉林大學，2015.

2017-03-21

1002-4581（2017）04-0016-04

U463.82

A

10.14175/j.issn.1002-4581.2017.04.005