雙組態柔性重構汽車底盤靜力學分析

奚 琳，倪化生，萬壽祥，趙 苳，楊 禮

(1.安徽工程大學 機械工程學院，安徽 蕪湖 241000；2.中國科學院合肥智能研究所，安徽 合肥 230000)

智能制造2.0時代傳統汽車構型的局限與人們多元化需求之間的矛盾日漸顯著，以中國人多車多的國情看，目前家用汽車領域主要存在的問題有：上班族一戶多車的需求日漸提升，然停車位供給不足；單個人出行與家庭出行時汽車的能源損耗近乎相同。社會問題促發汽車領域對新構型新理論的思考與創新，基于空間可重構技術的汽車研究即將開啟。

重構技術指的是根據任務或環境的變化而改變機械的構型，通過模塊化柔性組合裝配成不同構型的機器以適應不同的工作需求。重構技術多用于機器人領域，涉及模塊化、智能化、人機協作、機器增強、環境感知等方面。20世紀80年代Carnegie Mellon University(CMU)研發了世界首臺工業用可重構機器人系統,隨后，可重構機械在國內外許多領域得以迅速發展。如Braud R等研發了能夠動態感知學習的可重構機器人；Ahmad S將重構技術應用于多工況開門機器結構；Oung R將重構技術用于垂直起降型飛行器；Seo J等設計了PolyBot鏈式可重構機器人；Bhole A等利用重構技術解決了爬梯機構中的懸垂問題；Giusti A等則將可重構技術研究用于機械手的模塊化控制；Cordie T P等研制的可重構NeWheel城市搜救機器(USAR)能夠在雜亂的建筑和不穩定的地板上完成工作；Manzoor S設計了蛇形可重構機器,對比了不同運動的特性；Motzki P設計了熱熔合金可重構機器；Baca等研究的ModRED動態重構機器設備對探索與發現工作進行了仿真分析。中國航天科技集團有限公司空間結構與機構技術實驗室設計了一種抱爪式對接機構，采用異體同構周邊式構型對捕獲緩沖系統進行了動力學分析。

基于重構技術的柔性設計正在各制造領域有力縮短了設計周期，快速應對市場變化需求。研究將重構理論作用于汽車領域，提出兩車變一車(4座變8座)的新構型模塊化組態汽車。基于視覺跟隨技術的三點圓周邊環錐式對接機構實現主動車體找尋目標車體，通過弱碰撞大容差的對接過程，捕獲成功成為空間擴容的組合型車體，并且主動車與目標車也可以分別作為獨立的微型車行駛。雙微型車解決了一戶多車的需求，同時節省了能源。組合整車只占據一個停車位，解決了停車難的問題。介紹了雙驅動雙組態車體的柔性重構模塊化原理，針對重構車身連接處關鍵零部件做了不同行駛工況下的靜力學分析，驗證新車型的安全性能。

1 重構汽車結構模型

1.1 重構汽車建模

主動車與目標車均為可獨立行駛的微型車，此為第一組態；而重構后的整車將實現空間擴容，實現第二組態。兩車尾門采用平開模式，由氣泵驅動頂部曲柄滑塊機構實現車門朝內折疊，尾門4座椅展開即構成8座大車，實現空間重組，建模如圖1所示。

圖1 重構汽車結構圖

雙車對接是指主動車體在無人駕駛模式下一鍵找尋目標車體。建立了由人工信標、視覺模塊、嵌入式圖像處理平臺組成的視覺定位系統，設計了“三點圓-周邊環錐式”對接結構，通過空氣懸架輔助完成位姿調整與弱碰撞對接過程，底盤結構如圖2所示。

圖2 重構汽車底盤對接結構圖

1.2 底盤對接機構模型

底盤作為整車的支撐，用以支承、安裝汽車發動機和其他各部件、總成，在底盤上設置有轉向控制裝置、制動控制裝置和減震緩沖裝置，以確保車輛能夠正常行駛。底盤設計兼顧汽車操縱穩定性、行駛平順性、乘坐舒適性、轉向自如性、制動安全性和底盤的緊湊性等各方面綜合性能。在常規道路駕駛時，底盤結構應能夠提供良好的舒適性、減震和隔音性能；在路況較差的道路行駛時，底盤結構的動力、傳動、懸架、制動和轉向響應要迅速；高速行駛時，底盤結構應能提供較低的重心和更好的穩定性。

雙驅動雙組態重構汽車的底盤強度驗證尤為重要，需要針對各種行駛工況做靜力學計算。對接機構中涉及底盤部分的關鍵零部件是柔性驅板機構，當視覺跟隨系統完成定位后觸發對接機構，底盤柔性驅板機構由液壓系統驅動沿線性導軌滑入鎖槽，由鎖舌銷插入鎖緊，模型如圖3所示。

圖3 主動車底盤柔性驅板機構模型

2 運動系參數

2.1 車身參數設定

為車身建模首先要確定車身基本參數，參照常規車型參數范圍，設定車身基本參數如表1所示。

表1 車身參數

2.2 行駛條件擬定

假定汽車在坡度6°的良好路面上，在40 km/h的初速度下，以1 m/s的加速度II檔加速行駛，設汽車行駛的空氣阻力為

F

，滾動阻力為

F

，坡度阻力為

F

，加速度阻力為

F

。∑

F=F

+

F

+

F

+

F

,

(1)

空氣阻力無風時有：

(

2

)

取空氣阻力系數

C

為0.3

;

逆風面積

A

為1.7

;φ

為空氣密度，一般取

φ

=

1.225 8

kg

/

m

；

u

為相對速度。由式(2)可得

F

=

500.126 4 N。

滾動阻力：

F

=W

·

f,

(3)

式中，

W

為本車負荷；

f

為滾動阻力系數，在良好的瀝青或混凝土路面上

f

的取值范圍在

[

0.01，0.018

]

，取

f=

0.014。由式(13)可得

F

=

182 N。

坡度阻力：

F

=G

sin

α,

(4)

因為一般道路坡度較小，所以

sinα

≈

tgα

≈

i

，

F

=G

·

i=

1 401.4 N。

加速度阻力：

(5)

其中，

(6)

二檔加速時，

δ

取1.15，代入式(5)得

F

=

1 495 N。將以上所得代入式(1)：∑

F=F

+

F

+

F

+

F

=

4 878.526 4 N。

兩車重構后，主動車對被動車施加總力為

F

=

∑

F

+

ma

，取

F

=

5 000 N。

3 載荷工況

3.1 加速工況行駛

雙組態汽車在組合形態下，在加速工況行駛時(見圖4)，主動車作為動力來源，柔性驅板的兩側限位面受限位塊擠壓力而引起微量壓縮，根據查閱相關汽車的相關參數得知，汽車的最大加速度

a

不超過

g

(即

a

≤

g

)。此處分析極限運動狀態

(a=g)

時的受力情況如圖4所示。由牛頓第二定律得

F=

15 000 N。由于在兩側相同的擠壓面都有作用力，因此單個擠壓表面受力約為

F

=F

=

0.5

F=

7 500 N。

3.2 減速工況行駛

雙組態汽車在組合形態下，在減速工況下行駛時(見圖5)，主動車撤去動力來源，柔性驅板的最后面受底盤后下方空腔內面擠壓力而引起微量壓縮。根據查閱相關汽車的相關參數得知，汽車的最大減速度

a

不超過0.5

g

(即

a

≤0.5

g

)。此處分析極限運動狀態(

a=

0.5

g

)時的受力情況如圖5所示。由牛頓第二定律得

F=

7 500 N。因此，擠壓表面受力約為7 500 N。

圖4 加速工況行駛極限運動狀態時柔性驅板的受力圖 圖5 減速工況行駛極限運動狀態時柔性驅板的受力圖

3.3 橫向碰撞工況

雙組態汽車在組合形態下，在橫向碰撞工況時(見圖6)，主動車作為動力來源，柔性驅板的左右兩側面受底盤后下方空腔內面和T型槽面擠壓力而引起剪切。根據查閱相關汽車的相關參數得知，汽車橫向碰撞時的最大加速度

a

不超過0.5

g

(即

a

≤0.5

g

)。此處分析極限運動狀態

(a=g)

時的受力情況如圖6所示。由牛頓第二定律得

F=

7 500 N，由于在兩側的擠壓面有一對方向相反作用力，因此，單個擠壓表面受力約為7 500 N。

3.4 彎道工況行駛

雙組態汽車在組合形態下，在彎道工況行駛時(見圖7)，主動車作為動力來源，柔性驅板的一側后方最后面受底盤后下方空腔內面擠壓力而引起微量變形，根據查閱相關汽車的相關參數得知，汽車的最大彎道加速度

a

不超過0.3

g

(即

a

≤0.3

g

)。此處分析極限運動狀態

(a=g)

時的受力情況如圖7所示。由牛頓第二定律得

F=

4 500 N，擠壓表面受力約為4 500 N。

圖6 橫向碰撞工況時柔性驅板受力圖 圖7 彎道工況行駛極限運動狀態時柔性驅板受力圖

3.5 顛簸工況行駛

雙組態汽車在組合形態下，在顛簸工況行駛時(見圖8)，主動車作為動力來源，柔性驅板的后側上方受底盤后下方空腔內面擠壓力而引起微量變形。根據查閱相關汽車的相關參數得知，整個車體脫離地面，汽車顛簸時最大加速度

a

不超過

g

(即

a

≤

g

)。此處分析極限運動狀態

(a=g)

時的受力情況如圖8所示。由牛頓第二定律得

F=

15 000 N，由于在兩側相同的擠壓面都有作用力，因此單個擠壓表面受力約為7 500 N。

4 靜力學分析

車架的材料選擇為45號鋼，密度為7 890，彈性模量為209 000 MPa，泊松比為0.269。利用ANSYS Workbench為底盤對接機構進行應力分析，主要分析柔性驅板的受力情況，通過進行線性靜力分析來驗證它在不同工況運動過程中是否安全可靠。柔性驅動板在不同工況下可能會出現伸張狀態或壓縮狀態，分析時加入相應載荷，對模型進行網格劃分，應用網格控制選取分析面，設置網格密度，分別得出分析元件的應力、應變分析圖。

4.1 加速工況行駛

將在UG中已經畫好的柔性驅板模型導入ANSYS Workbench中，然后將柔性驅板進行網格劃分，點擊Mesh和Update調整下方的Sizing，再點擊Proximity and Curvature，網格自動劃分在較為重要的位置和表面。將網格適當縮小以使結果更加準確。點擊Update，得到的結果如圖9所示。

圖8 顛簸工況行駛極限運動狀態時柔性驅板受力圖 圖9 柔性驅板網格劃分圖

在網格劃分后的柔性驅板選取分析面，點擊Supports選項中的Fixed Supports和Cylindrical Supports，然后給被動車體施加加速力，點擊Loads中選用Force，最大作用力7 500 N，如圖10所示。

圖10 加速工況行駛時受力示意圖

加速工況行駛時應變云圖如圖11所示。由圖11可以看出，柔性驅板的應變從兩側中間拐角處向端部遞減，而驅板根部應變趨于零。加速工況行駛時應力云圖如圖12所示。由圖12可以看出，柔性驅板的兩側中間拐角處應力呈小范圍波紋狀集中分布迅速遞減，應力范圍在[1.25,10]MPa，驅板整體所受應力趨于零。

4.2 減速工況行駛

由于ANSYS Workbench軟件具有參數共享性，分析步驟同加速工況行駛時應力分析的步驟，只需更改分析面的受力方向和大小。在網格劃分后的柔性驅板選取分析面，點擊Supports選項中的Fixed Supports和Cylindrical Supports，對被動車體施加減速力，點擊Loads中選用Force，最大作用力7 500 N，如圖13所示。得到施力圖、應變云圖和應力分布云圖分別如圖13、圖14、圖15所示。由圖13、圖14、圖15可以看出，柔性驅板應變由根部呈梯度向端部遞減，鎖舌銷及端部應變趨于零。通過應力云圖可看出柔性驅板從根部到鎖舌銷部位，應力分布均勻，約為0.75 MPa，端部應力分布范圍在[0.002，0.18]MPa。

4.3 橫向碰撞工況

給柔性驅板施加橫向碰撞力，點擊Loads中選用Force，最大作用力7 500 N，如圖16所示。得到的施力圖、應變云圖和應力分布云圖分別如圖16、圖17、圖18所示。由圖16、圖17、圖18可知，柔性驅板應變由根部單側向周邊呈波紋狀遞減，最大值僅0.002 mm，端部對角線應變約為0.000 47 mm，中部應變趨于零。通過應力云圖可看出柔性驅板應力大面積集中于根部和中部，應力范圍約在[0.28,1.1]MPa。

圖11 加速工況行駛時應變云圖 圖12 加速工況行駛時應力云圖

圖13 減速工況行駛時受力示意圖 圖14 減速工況行駛時應變云圖

圖15 減速工況行駛時應力云圖 圖16 橫向碰撞工況時受力示意圖

圖17 橫向碰撞工況時應變云圖 圖18 橫向碰撞工況時應力云圖

4.4 彎道工況行駛

給柔性驅板施加一個彎道驅動力，最大作用力4 500 N。得到的施力圖、應變云圖和應力分布云圖分別如圖19、圖20、圖21所示。由圖19、圖20、圖21可知，柔性驅板應變由彎道根部單側向周邊呈波紋狀遞減，最大值僅0.004 7 mm，驅板彎道同側端部應變僅約0.000 75 mm，驅板整體應力趨于零。通過應力云圖可看出柔性驅板應力同樣由彎道根部單側向周邊呈波紋狀遞減，最大應力呈點狀集中，約為8 MPa。

4.5 顛簸工況行駛

給柔性驅板施加上下顛簸力，點擊Loads中選用Force，顛簸力最大為15 000N。得到的施力圖、應變分布云圖和應力云圖分別如圖22、圖23、圖24所示。由圖22、圖23、圖24可知，柔性驅板應變由根部中心向周邊呈波紋狀遞減，最大值達0.056 mm，中部應變趨于零，端部應變較小，約以0.037 mm向中心遞減。通過應力云圖可看出柔性驅板應力以根部和近端部向中部呈梯度遞減，最大應力約為6.25 MPa。

圖19 彎道工況行駛時受力示意圖 圖20 彎道工況行駛時應變云圖

圖21 彎道工況行駛時應力云圖 圖22 顛簸工況行駛時受力示意圖

圖23 顛簸工況行駛時應變云圖 圖24 顛簸工況行駛時應力云圖

5 結論

基于可重構技術設計了雙組態汽車車身構型，實現了雙車與整車正逆向的空間重組行為。從車身安全性角度考慮，利用有限元法重點分析了底盤對接核心零部件-柔性驅板的強度情況。針對上述5種行駛工況，柔性驅板的應力應變分析結果表明，指標均遠低于強度極限，論證了重構汽車的安全性和可靠性，為智能制造下新車型開發提供了創新思路。