純電動城市客車底盤車架有限元分析及輕量化設計

任可美，戴作強，鄭莉莉，冷曉偉，廖佩詩

（1.青島大學 機電工程學院，動力集成及儲能系統工程技術中心，青島 266071；2.青島賽普克有限元科技發展有限公司，青島 266071）

0 引言

隨著世界自然資源的日益緊俏、人類生活環境的不斷惡化以及環境惡化帶給人們的各種反思，人們的環境保護意識愈來愈強。作為新能源汽車的主要發展目標，電動汽車以其零排放、節能效果好等優點尤其受到人們矚目，更被喻為“21世紀的綠色環保汽車”[1]。汽車底盤作為汽車的主要承力件其結構強度與剛度是影響汽車行駛安全性的主要影響因素，而底盤車架的重量占整車重量的很大一部分。在滿足汽車強度與剛度要求的基礎上對汽車底盤車架進行輕量化設計是汽車輕量化的主要手段之一[2]。研究發現，汽車重量每減輕10%，消耗的能量就會減少6%～8%[3]而純電動汽車的重量減輕可以增加車載電池的續航里程，提高汽車的轉向靈活性，改善汽車的加速、制動等性能。本文對某純電動城市客車進行靜強度分析并結合靜強度分析結果進行輕量化設計，輕量化效果明顯，這對以后生產加工該車底盤車架具有指導意義。

汽車輕量化的研究一直備受關注，周亞平[4]等人利用I-DEAS對東風11型內燃機車車身進行有限元分析，針對垂直工況對車體進行輕量化設計，車架質量減輕10%；孟慶功等[5]利用ANSYS對某低地板城市客車進行有限元分析，并根據分析結果對車架進行輕量化設計，車架質量減輕22%；扶原放等[6]引入可靠性理論對汽車車架進行優化設計；Shin J. K.等[7]利用ULSAB設計理念結合拓撲優化、尺寸優化以及形貌優化等對汽車前車門內板進行結構優化，質量減輕8.72%；劉高軍[8]利用Isight集成SolidWorks、ANSYS對某客車進行幾何參數化和有限元分析，結合動態峰值力對車身骨架輕量化分析，質量減輕8.84%；張麗霞等[9]基于VB利用ANSYS對某車架進行有限元分析與優化，車架質量減輕19%；王孟等[10]根據ANSYS軟件，利用ANSYS語言APDL與圖形界面語言UIDL編程，開發出車架輕量化設計系統，并對某車架進行輕量化分析，減重達55%。

本文利用有限元前處理軟件Hypermesh及Optistruct模塊，對某12m純電動城市客車各種工況[11]下的結構靜強度進行分析，得到底盤結構在各種工況下的應力與位移云圖，并根據靜力計算結果進行參數化優化以達到輕量化目的。

1 12m純電動城市客車建模與簡化

根據城市客車的二維圖形在三維建模軟件SolidWorks中建立客車的三維模型，將導出的stp格式三維模型導入SpaceClaim軟件中進行簡化處理。由于底盤模型的零件基本都是矩形梁，因此在SpaceClaim中的主要工作是抽取中間面對中面進行簡化處理。將簡化處理完成的模型導入到Hypermesh軟件中進行模型前處理。在Hypermesh中的主要工作是耦合連接各零部件以及對模型劃分單元網格、設置單元及其屬性等，如圖1所示。

圖1 12m車架有限元模型

2 12m純電動城市客車有限元模型處理

Hypermesh對模型網格要求比較嚴格，網格劃分細膩，要想得到理想網格，需對模型零部件逐個劃分網格。選擇網格尺寸為10mm，劃分完網格的模型網格數目為600109，節點數目為589727。選擇殼單元Pshell，根據模型各零件厚度賦予零件厚度及材料。車架材料為Q345，材料參數如表1所示。

表1 Q345材料參數

3 12m純電動城市客車底盤車架的有限元載荷與邊界條件

3.1 12m純電動城市客車底盤車架有限元載荷

根據底盤車架在實際工作時的載荷分布情況對客車底盤車架施加載荷與約束。客車可以承受的總人數為63人（60kg/人），客車整備質量13900kg，視為均布載荷。客車整車電池組總電壓544V/容量400Ah，數量為9塊，其中有四塊大電池包，五塊小電池包，總重2.3噸，可視為均布載荷。電機重980kg，兩只蓄電池額定電壓為24V，重100kg，作為集中力載荷處理。Hypermesh中均布載荷與集中力分別施加在單元與節點上，因此將上述載荷分別施加在相應的單元與節點上。均布載荷施加在底盤車架的橫縱梁上，如圖2陰影區域。車載電池包、電機與蓄電池等以集中力載荷施加在相應的位置，如圖2虛線框內所示。

圖2 底盤車架車載電池包安裝位置及載荷分布

3.2 12m純電動城市客車底盤車架有限元邊界條件

對客車底盤車架進行有限元分析時，可以分為幾個工況進行分析。基本工況有彎曲工況、扭轉工況、緊急制動與急轉彎工況等。本車懸架是空氣懸架，由于空氣懸架高度控制的特點，空氣懸架的靜撓度在不同載荷下幾乎不變，因此采用剛性支撐代替空氣彈簧[12]。在剛性支撐區域為避免不應該出現的應力集中可以在支承點附近進行剛性區域處理[13]。

3.2.1 彎曲工況

彎曲工況是汽車有限元分析基本分析工況[14]，主要模擬的是客車在滿載情況下勻速直線行駛時的受力情況，取動載系數2[15]。在滿載情況下，客車載荷主要是車身自重、各總成質量以及車身載重等。

邊界條件約束底盤等效懸架處前輪與后輪節點處x，y，z三個方向的平動自由度，釋放節點處x，y，z三個方向的轉動自由度。

3.2.2 緊急制動工況

緊急制動工況主要模擬的是城市客車在滿載行駛情況下在短時間內速度降為0時，車身在慣性力的作用下產生的變形和受力情況，取動載系數1.5[16]。這里用城市客車最大制動加速度0.6g模擬制動情況[17]。緊急制動工況載荷、邊界條件與彎曲工況一樣，在前進方向x方向上附加-0.6g的慣性力。

3.2.3 急轉彎工況

城市客車在緊急轉彎時車身由于離心力的作用產生側向力，采用城市客車最大轉向離心力0.4g[18]來模擬急轉彎工況，取動載系數1.3[18]。

急轉彎工況與彎曲工況載荷一樣，在轉彎一側加0.4g離心力。邊界條件為約束一側等效懸架的x、y、z三個方向的平動自由度，釋放另一側y方向的平動自由度。

3.2.4 扭轉工況

扭轉工況模擬的是客車在崎嶇不平的路面行駛的時候車身的變形與受力情況，取動載系數1.3[19]。由于城市客車在城市道路行駛，假設途中經過有12mm凹坑的C級路面[20]。此時一個車輪懸空另一個車輪抬高，施加在車上的扭矩使車身發生嚴重扭轉。扭轉工況載荷與彎曲工況處理方式一樣。假設一發生扭轉時左前輪下沉，此時約束右前輪x、y、z三個方向的平移自由度，釋放轉動自由度。釋放左前輪的所有自由度，約束后輪x、y、z的平移自由度。假設二發生扭轉時右前輪下沉，此時約束左前輪想x、y、z三個方向的的平動自由度，釋放x、y、z轉動自由度。釋放右前輪所有自由度，約束后輪x、y、z的平移自由度。

五種工況的動載系數與邊界條件如表2所示。

4 12m純電動城市客車底盤車架有限元分析結果

基于以上四種工況，在Hyperworks的Optistruct模塊中對模型進行有限元計算。計算結果如圖3(a)～圖3(e)所示。

圖3 各工況變形云圖與應力云圖

表2 各工況動載系數與邊界條件

如表3所示，彎曲工況的最大變形為5.34mm發生在后段車載電池包支架右后方位置，最大應力為161Mpa，發生在后段車載電池包支架與后輪架連接位置。左前輪下沉工況的最大變形為7.7mm，發生在底盤架左前位置，最大應力為171Mpa，發生在右前輪車架與車架前半部分的連接位置。右前輪下沉工況的最大變形為6.5mm，發生在車架中部車載電池左側位置，最大應力為167Mpa，發生在前輪架與中間車載電池包連接支撐位置。緊急制動工況，最大變形為6.16mm，發生在后段車載電池包支架右后方位置，最大應力為162Mpa，發生在后段車載電池包支架與后輪架連接位置。急轉彎工況最大變形為為6.14mm，發生在左后方電池包安裝位置，最大應力為180Mpa，同樣發生在后段車載電池包支架與后輪架連接位置。

5 純電動城市客車底盤車架參數化優化設計分析

在對底盤車架靜力分析中，最大應力發生在急轉彎工況時，最大應力為180Mpa，左前輪下沉工況時最大變形量為7.7mm。車架材料Q345的屈服極限是345Mpa，取安全系數為1.4，此時底盤最大應力為246Mpa，因此底盤車架在剛度與強度等方面均存在較大的可設計空間，輕量化設計既可以滿足汽車行駛靈活性，也可以滿足汽車節能減排的目的。

汽車車架優化設計主要有拓撲優化、尺寸（參數）優化以及形狀優化等[21]，優化設計的基本三要素為設計變量、目標函數與約束條件。設計變量（v1，v2，…，vn）是優化過程中發生改變而達到優化目的的變量；目標函數f（V）=f（v1，v2，…，vn）就是優化目的，是關于設計變量的函數；約束條件（gj（V）、hk（V）、…）是限制設計變量的條件：

目標函數：f（V）=f（v1，v2，…，vn）

約束條件：gj（V）≤0 j=1，…，m

表3 各工況應力與變形情況

5.1 優化

本文采用Optistruct模塊的Optimization命令，對客車底盤模型進行參數化優化設計。設計目標函數f（V）是車架質量，約束函數為車架應力以及變形，設計變量為零件的厚度：Shell_4、Shell_5、Shell_6、Shell_8、Shell_11。本文針對部分殼厚為4mm，5mm，6mm以及11mm的搭接殼進行參數優化設計，主要是變形量小、應力小的左右兩側梁以及前后橫梁。如圖4所示，黑色件為變量Shell_4，綠色件為變量Shell_5，紅色件為變量Shell_6，粉色件為變量Shell_8，藍色件為變量Shell_11。模型在急轉彎工況時的最大應力為180Mpa，將應力約束的最大上限值定為200Mpa，最大變形量放寬到10mm。選擇優化工況為滿載轉彎工況。

圖4 優化位置

圖5為最后一步迭代優化結果殼厚云圖。參數化設計迭代次數為8次，迭代前車架質量為2.2噸，優化后車架質量為1.99噸。質量減輕9.55%。如表4所示為優化前后各設計變量數值的比較，表5為優化前后各參數對比。

表4 優化前后各設計變量數值比較

表5 優化前后各參數對比

圖5 迭代最后一步殼厚云圖

5.2 參數優化設計結論分析與對比

根據客車底盤參數化優化結果，對優化后客車底盤的靜強度進行校核，校核應力要求最高的急轉彎工況。對客車底盤車架參數化優化后的急轉彎工況的最大應力變為194Mpa，最大變形為6.86mm如圖6所示，均符合底盤鋼Q345的強度要求。

圖6 優化后急轉彎工況變形與應力云圖

6 結論

本文首先在Hypermesh的Optistruct模塊對12m純電動城市客車底盤進行靜強度分析，最大應力為180Mpa，最大位移為7.7mm，符合強度要求。

通過靜強度分析結果知道，底盤車架一些位置的強度與剛度存在較大余量，因此在滿足靜強度以及變形條件的基礎上對這些部件進行輕量化設計，如圖4所示，主要包括：

1）底盤車架前段：前段橫梁、斜撐支架、過橋梁、前軸上縱梁等；

2）底盤車架后段：后軸過橋梁，后段車載電池包上支架等。

優化后的車架質量減輕9.55%，且質量減輕后的車架同樣滿足強度與剛度要求，最大應力為194Mpa，最大變形量為6.86mm，這對以后生產加工該車底盤車架具有指導意義。

[1]周成軍,沈嶸楓,周新年,等.電動汽車車身結構輕量化研究進展[J].林業機械與木工設備,2012(11)：14-18.

[2]唐唯偉,何仁,游專,等.純電動客車車身優化設計[J].機械設計與制造,2013(12)：20-23.

[3]辛天佐.輕量化LNG罐車的強度分析與疲勞研究[D].南京理工大學,2012.

[4]周亞平.東風11型準高速內燃機車車體優化設計[J].鐵道機車車輛,1997(2)：20-23.

[5]孟慶功,徐寶云,黃華.低地板城市電動客車車架結構有限元分析及其輕量化設計[J].機械研究與應用,2004,17(1)：51-52.

[6]扶原放,金達峰,喬蔚煒.微型電動車車架結構優化設計方法[J].機械工程學報,2009(9)：210-213.

[7]Shin J-K, Lee K-H, Song S-I, et al. Automotive door design with the ULSAB concept. using structural optimization[J].Structural &Multidisciplinary Optimization,2002,23(4)：320-327.

[8]劉高君.考慮動態峰值力的客車車身骨架輕量化研究[D].青島大學,2016.

[9]張麗霞,朱釗.基于VB和ANSYS的車架輕量化設計[J].拖拉機與農用運輸車,2011,38(6)：32-35.

[10]王孟,柴山.基于ANSYS二次開發的車架輕量化設計系統[J].農業裝備與車輛工程,2011(6)：14-17.

[11]丁曉明,呂俊成,王偉.基于典型工況的汽車后橋殼結構輕量化優化設計[J].中國機械工程,2016,27(8)：1047-1052.

[12]趙偉.空氣懸架大客車車身結構有限元分析[D].長安大學,2007.

[13]趙偉.空氣懸架客車有限元邊界條件處理方法[A].中國客車行業發展論壇暨,2008年中國客車學術年會[C].2008.

[14]萬明磊.基于ANSYS Workbench的電動城市客車車架輕量化研究[D].青島大學,2015.

[15]孫立君,譚繼錦,蔣成武,等.多工況下客車車身骨架輕量化研究[J].汽車科技,2010(3)：20-24.

[16]吳華杰.基于路面載荷的轎運車車架振動疲勞分析[D].揚州大學,2013.

[17]蘭鳳崇,陳吉清,林建國.面向設計的車身結構剛度與強度分析[J].農業機械學報,2005,36(4)：22-25.

[18]呂明光.6101型客車車身骨架的輕量化設計[D].東北大學, 2007.

[19]張潤生,侯煒.車架剛度及強度的有限元分析[J].拖拉機與農用運輸車,2007,34(4)：29-30.

[20]段本明.考慮動態荷載的電動環衛車車架輕量化研究[D].青島大學,2014.

[21]范文杰,范子杰,桂良進,等.多工況下客車車架結構多剛度拓撲優化設計研究[J].汽車工程,2008,30(6)：531-533.