純電動城市客車底盤車架的模態分析與優化

任可美，戴作強，鄭莉莉，冷曉偉，李希超

（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.中國科學院青島生物能源與過程研究所，青島 2661011）

0 引言

純電動城市客車是新能源汽車的一種，在行駛過程中由于受到路面激勵以及各種外部載荷激勵等會產生振動。汽車振動不僅會影響操縱穩定性、乘客乘坐汽車的舒適性與穩定性[1,2]、引起共振等，還會嚴重影響汽車零部件的使用壽命。

汽車模態分析是研究汽車動力特性的重要手段，從事汽車結構研究工作的學者都會對汽車的模態進行大量分析。朱靜等[3]結合數值模擬與振動臺試驗，分析了某車車體模態，提出將質量和剛度分開考慮的模擬方法；李真等[4]利用ABAQUS軟件，對某客車進行模態分析，得到客車車架的前三十階模態，并對車身動態性能進行了評價；Benatzky等[5]根據模態實驗確定了地鐵車輛的結構動力學特性；王若平等[6]將客車模型導入Hypermesh中劃分網格，然后再借助MSC.NASTRAN對客車進行模態分析，得到前十階模態，并根據分析結果予以評價；柯俊等[7]利用階次跟蹤法與模態分析相結合的方法，對輕型客車進行模態靈敏度分析及尺寸優化，有效的控制了客車地板的劇烈振動；陳龑等[8]針對某客車存在的共振問題，對車身進行模態分析，根據結果參數進行仿真分析，提出優化措施并改善白車身的NVH性能。本文針對某城市客車底盤車架，對其進行模態分析，將分析結果進行評價并結合分析結果對車架進行參數優化以達到輕量化目的。

1 純電動城市客車的建模與簡化

根據電動客車的二維圖形在SolidWorks中建立客車三維模型，導出stp格式的模型，將模型導入SCDM軟件中，對模型進行前處理。在SCDM軟件中，刪除簡化模型中非承載件并根據梁的不同厚度抽取中間面。將抽取完中間面的模型導出導入到Hypermesh中。

2 純電動客車的有限元模型處理

在Hypermesh中，耦合連接各零件，劃分網格，設置單元及其屬性，如圖1所示。在Hypermesh中劃分網格，網格尺寸為10mm，網格數量600109，節點數589727。檢查網格質量，2D單元qualityindex質量為優占99.9%，雅克比系數均大于0.6。三角形網格最大內角小于120°，最小內角大于20°；四邊形網格最大內角小于135°，最小內角大于45°，無重合網格，網格之間悉數縫合。在Hypermesh中，賦予網格單元PSHELL單元并根據不同零件的殼厚賦予厚度。車架材料為Q345，材料屬性如表1所示。

表1 Q345材料參數

3 模態分析理論

汽車在行駛過程中，由于路面不平、發動機激勵，傳動系統以及車輪旋轉等都會激起汽車的振動。研究汽車振動即是研究汽車模態，汽車每個模態具有特定固有頻率、阻尼比和模態振型[9]。關于汽車的模態分析就是計算汽車結構振動特性的數值技術[10]，最終目的是得到汽車結構的模態參數，為汽車結構的振動特性分析、振動故障診斷與預報以及汽車結構動力特性的優化設計提供依據[11]。

將汽車看作是四自由度的振動模型，當車身質量分配系數ε的數值接近1時，前后車身系統的垂直振動幾乎是獨立的，此時可以將振動模型簡化為兩自由度振動系統，運動微分方程為[12]：

式(1)中m1表示非懸掛質量即車輪質量，m2表示懸掛質量即車身質量，z1表示車輪垂直位移，z2表示車身垂直位移，表示阻尼系數，表示彈簧剛度，表示輪胎剛度，q表示路面譜激勵。

考慮無阻尼自由振動時，運動方程(1)變為：

這里的模態分析是基于底盤結構的自振動頻率，即當車輪m1不動，則z1=0，可得：

4 底盤車架的模態分析

4.1 純電動客車底盤車架模態分析結果

基于模態分析的理論基礎，在HyperWorks中的Radioss求解器中進行車架的自振動模態分析。電動公交車車身結構的前6階頻率值均為0或接近于0。因此，可以判斷電動公交車車架的前6階模態為剛體模態[13]，代表的是車架的剛體位移。這6階模態對進行振動分析并沒有參考意義，因此在以下分析中不予討論。過濾掉車架剛體模態，分析得到底盤車架的前十二階固有頻率，如表2所示。

表2 底盤車架自振動模態分析前12階固有頻率

模態分析中車架的實際振幅很小，將車架位移整體放大300倍，車架的固有振型，如圖2所示。

圖2 純電動城市客車底盤車架振型

4.2 純電動客車底盤車架模態分析結果分析

模態分析通過對純電動城市客車底盤車架的前十二階自振動模態分析可知：客車底盤車架的一階振型為扭轉，車架前段振幅較大；二階振型為垂向彎曲，車架左側中段與前段振幅較大；三階振型為一階側向扭轉，車架前段振幅較大；四階振型為二階扭轉，車架前段振幅較大；五階振型為一階彎扭復合振型，左后輪橋振幅較大；六階振型為二階彎扭復合振型，左右后輪橋振幅均較大；七階振型為垂向彎曲與局部振型組合，車架前段支架下支架振幅最大；八階振型為局部振型，車架前段支架下支架振幅最大；九階振型為彎曲扭轉復合振型，車架中段振幅較大；十階振型為局部振型與彎曲振型復合振型，車架前段支架上支架振幅最大；十一階振型為局部振型，架前段支架下支架振幅最大；十二階振型為局部振型，架前段支架第二根下支架振幅最大，總結如表3所示。

表3 各階模態結果分析

4.3 純電動客車底盤車架模態分析結果評價

客車在行駛過程中應該滿足：車架的固有頻率應該避開路面不平引起的振動[15]。已知客車在城市道路行駛過程中路面激振頻率一般在1～3Hz之間，而城市客車傳動軸的激勵頻率一般在30Hz左右[16]。由表2知該車第一階模態頻率為5.76Hz，大于路面激勵；第八階模態頻率為31.90Hz，余傳動軸激勵頻率極為接近，因此需進一步優化

5 基于模態分析與靜強度純電動客車底盤車架參數優化分析

5.1 優化設計理論基礎

優化設計具有三個基本要素，即設計變量、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；

hk（V）k=1，…，mh；

5.2 純電動客車底盤車架參數化優化分析

結合模態分析結果以及車架靜強度要求，對底盤車架進行參數化優化。利用Hypermesh軟件中的Optistruct模塊對底盤車架進行參數化優化。設計目標函數是質量最輕，約束函數為車架應力以及變形。設計變量為零件的厚度，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3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。已知模型在急轉彎工況時的最大應力為180Mpa，最大變形為7.7mm，將應力約束的最大上限值定為195Mpa，最大變形量放寬到10mm。將底盤車架整體模態的第八階模態頻率設置為下線最小33Hz，第七階上線最大27Hz，避開傳動軸的激勵頻率。

圖3 優化位置

迭代優化次數為八次，圖4為迭代最后一步殼厚云圖。優化前后底盤車架自振動模態分析前十二階固有頻率對比如表4所示。

圖4 最后一步迭代殼厚云圖

表4 優化前后底盤車架自振動模態分析前12階固有頻率對比

5.3 優化結果評價

對純電動城市客車底盤基于模態分析結果與靜強度要求參數化優化設計后，各階模態由表3知，第一階自振頻率為6.092736×100Hz，第七階自振頻率為2.640886×101Hz，第八階自振頻率為3.345645×101Hz。第一階自振頻率大于路面激振頻率1～3Hz，七階與八階自振頻率也都避開了城市客車傳動軸的激勵頻率30Hz，結果理想，相應的振型圖如圖5所示。優化計算前車架質量為2.2噸，優化后質量為2.068噸，減重6%。優化前后各設計變量數值對比如表5所示，對優化后車架典型工況進行靜強度分析，結果如圖6與圖7所示，優化后滿載彎曲工況最大應力為170Mpa，最大變形為5.70mm，急轉彎工況最大應力為187Mpa，最大變形為6.70mm，均滿足車架的強度要求，優化前后各參數對比如表6所示。

圖5 優化后第七階與第八階振型

表5 優化前后各設計變量數值比較

圖6 優化后滿載彎曲工況變形與應力

圖7 優化后急轉彎工況變形與應力

6 結論

本文分析了某純電動城市客車底盤車架的自振動模態，并根據模態分析結果對車架進行參數化優化，將優化后的車架再次進行模態分析以及對優化后的車架進行靜強度分析，分別得到車架的前十二階模態、對應的固有頻率、變形以及優化后底盤車架的應力與變形等。結果顯示優化后的第一階自振頻率大于路面激振頻率1～3Hz，第七階與第八階自振頻率也都避開了城市客車傳動軸的激勵頻率30Hz，結果理想。

優化后車架質量減輕6%，最大應力為187Mpa，最大變形為6.70mm。厚度為4.00mm的前輪過橋梁增至4.39mm；后段車載電池包上方縱向車架、后段車載電池包上方最后端橫向車架、后輪過橋梁中間夾板、后輪過橋梁前支板以、車架前端橫梁以及斜撐支架等由5.00mm減至3.50mm；前輪過橋梁兩側安裝板由6.00mm減至4.50mm；后輪過橋梁由8.00mm增至9.00mm；車架前端搭接板由11.00mm減至8.00mm，這對以后生產加工該車底盤車架具有指導意義。

表6 優化前后各響應參數比較

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參考文獻：

[1]高翔,趙清江,李陽,等.某微型客車車架模態及剛度的有限元分析[J].機械工程與自動化,2013(6):1-2.

[2]王銳,蘇小平.汽車副車架強度模態分析及結構優化[J].機械設計與制造,2015(4):152-154.

[3]朱靜,左言言,吳爽,等.輕型客車車身的有限元模態分析[J].噪聲與振動控制,2005,25(2):23-25.

[4]李真,何鋒,鄒帆,等.基于ABAQUS的客車車身模態分析[J].汽車零部件,2013(1):57-59.

[5]Benatzky C, Bilik C, Kozek M, et al. Experimental modal analysis of a scaled car body for metro vehicles[J]. 2006.

[6]王若平,毛國威.基于MSC.NASTRAN的城市客車模態分析[J]. 重慶理工大學學報,2014,28(4):1-4.

[7]柯俊,陳志勇,史文庫,等.基于振動控制的客車地板模態分析及結構優化[J].吉林大學學報(工),2015,45(3):719-725.

[8]陳龑,林建平,胡小舟,等.基于模態分析的某客車車身NVH性能優化[J].現代制造工程,2013(6):51-54.

[9]傅志方.模態分析理論與應用[M].上海交通大學出版社,2000.

[10]胡侃,戴作強,張鐵柱.某混合動力城市客車車架結構模態分析與優化[J].青島大學學報(工程技術版),2016,31(2):95-100.

[11]沈光烈,林圣存.基于有限元法的大型客車模態分析與結構改進[J].公路與汽運,2012(6):1-4.

[12]余志生.汽車理論[M].5版.機械工業出版社,2009.

[13]高翔,趙清江,李陽,等.某微型客車車架模態及剛度的有限元分析[J].機械工程與自動化,2013(6):1-2.

[14]王勇,孫備,李運,等.某重型載貨汽車車架動態特性分析[J].機械與電子,2013(4):70-72.

[15]盛建,戴作強,張鐵柱.純電動客車車架結構模態分析與優化設計[J].制造業自動化,2015(15):44-47.