電動輪礦用車電控柜安裝支架有限元分析

田 野，姜永利，董 哲，吉日木圖

（1.國能寶日希勒能源有限公司設備維修中心，內蒙古呼倫貝爾 021025；2.內蒙古北方重型汽車股份有限公司，內蒙古包頭 014060）

0 引言

電動輪礦用車因傳動效率高、載重噸位大、輸出功率高、制造成本低等優點，在各大礦山廣泛使用。它通常配備有電驅動系統，電控柜是電驅動系統的重要組成部分，其結構的穩定性在很大程度上決定了電驅動系統能否正常工作以及使用壽命。常見的電控系統多為整體箱型結構，通過連接支架安裝固定在礦用車的平臺結構上。根據電控系統的結構、重量等因素，可以初步確定電控柜支架的結構與固定形式，并根據使用工況對材料進行選型、建立支架的三維模型。本文利用有限元分析軟件ANSYS Workbench，對某電動輪礦用車電控系統安裝支架進行結構靜力學分析與模態分析，驗證結構的可靠性與合理性，為相關結構的設計提供參考。

1 電控系統支架有限元模型前處理

1.1 支架的結構設計及建模

根據電控系統電控柜的結構，可初步制定電控柜支架的結構形式與固定方式。支架主體框架采用型材制作，以兩個L 形角鋼作為橫梁、作為主體框架；使用若干槽鋼作為縱梁，支撐結構穩定性；橫縱梁之間通過焊接結構固定。支架與電控柜接口通過槽鋼上的螺栓孔進行緊固連接，支架與平臺接口同樣通過角鋼處的螺栓進行連接。常用支架主體材料均選用Q345B，其抗拉強度約470～630 MPa，屈服強度不小于345 MPa（圖1）。

圖1 電控柜安裝在平臺上

1.2 模型處理與網格劃分

對支架材料進行定義時，需設置支架的的材料屬性，其中彈性模量為200 GPa，泊松比為0.3，密度ρ為7850 kg/m3。在對模型進行前處理的過程中，需去除量級偏小的過渡面圓角、邊圓角，同時去除相應的無關緊固件。

在本研究中主要對電控柜支架進行仿真，分析校核該支架在垂向沖擊、轉彎、加速及制動工況安裝連接結構強度，同時，考察支架的模態特性。

網格劃分時，為使單元更接近理想形狀，取雅克比率、網格質量系數大于0.8，偏斜系數和翹曲系數小于0.2，同時將縱橫比和翹曲角控制在3:1 和60°以內。在控制劃分單元大小時，利用Relevance 進行全局網格調整，將電控柜主體結構控制在以35 mm 內。利用Advanced Size Functions 對重點研究對象，安裝支架的網格單元進行細化，將其大小控制在5 mm 以內。網格的疏密度和數量會對計算時長和計算精度產生影響，應根據承載特點和結構特征合理劃分，最終結構模型共劃分為133 674 個單元和320 711 個節點。

為模擬電控柜與支架，支架與平臺間螺栓的連接預緊力，在車體安裝處設置圓形與邊界凸起區域，使相關載荷加載時更多集中于該區域，更加接近支架的真實受力工況。

1.3 約束與載荷的施加

根據模擬簡化的支架結構，在支架底部與車輛平臺的接口處施加Fix Support 約束，利用Workbench 約束中的Remote Force 功能，在電控柜質心處施加相應的Force 載荷。為了模擬不同的各典型作業工況，參照表1 分別施加相應的載荷，其中g 表示車身自重。

表1 模型處理情況

礦用車的典型作業工況包括裝載、行進、舉升卸料3 個階段。在裝載及舉升卸料過程中，整車工況與運動姿態只是車廂本體相對于車架本體的運動，對電控系統支架的結構強度并無影響，在此不做介紹。本文主要對礦用車在行進時的受到垂向沖擊、轉彎、加速及制動4 種非公路典型工況進行研究。

（1）為模擬垂直沖擊工況，在垂直方向，由于車輛將受到路面的不平激勵，且沖擊載荷一般為車身自重的3 倍，因而在-Y 方向設置3 倍載荷進行計算。

（2）為模擬轉彎工況，車輛受到自身重力及轉向時的側向力，在-Y、-X 方向分別施加1 倍載荷進行分析計算。

（3）為模擬加速工況，車輛受到自身重力及驅動力，在-Y、-Z 方向分別施加1 倍載荷進行分析計算。

（4）為模擬減速工況，車輛受到自身重力及制動力，在-Y、Z 方向分別施加1 倍載荷進行分析計算。

各典型工況的約束情況以及力的施加方式如圖2、圖3 所示。

圖2 系統支架約束情況

圖3 力的施加情況

2 結構靜力學分析及模態分析

2.1 礦用車各工況結構靜力學分析

垂向沖擊、轉彎、加速、制動等典型工況的應力分布云圖如圖4 所示。計算結果中，默認的最大應力云圖（紅色區域）完整覆蓋兩層網格單元，在工程上認為此時的計算應力結果可取，具有參考價值。

圖4 應力分布情況

通過進一步分析發現，網格劃分越細，奇異處應力越大，呈現不收斂現象。因此，計算結果中的最大值的出現明確為應力奇異現象，可忽略不計。其余部分的應力最大值均小于Q345B 材料的屈服強度，且安全裕量較大，故從結構靜力學角度分析，材料的結構設計合理，滿足使用要求。

2.2 模態分析

在礦用車作業過程中，由于長時間受到路面垂直激勵與其他激勵等的影響，電控系統支架等相關組件極有可能受到共振，從而產生一定噪聲，并有可能使電控系統工作不穩定，影響電控系統的使用壽命。因此，有必要對電控柜支架進行模態分析。

在工程上，通常認為機械部件的動態優化與動力特性振動分析的常用方法為模態分析。在確定了結構的幾何形狀、邊界條件的前提下，將結構的剛度矩陣、質量矩陣及阻尼矩陣表示出來，最終確定系統模態參數的固有頻率、阻尼系數與模態振型，從而描述系統的動力學特性。

礦用車的基振來源十分復雜。發動機基振是整車振動的重要來源之一，其中包括活塞在做功沖程中氣體爆炸所產生的點火振動，即由燃燒力產生的脈沖，在氣缸恢復正常后會產生一部分的自然振動；此外還包括發動機附件（如正時皮帶、配氣機構等部件）在工作時產生的振動以及進、排氣系統在氣體流通時由于氣流壓力與氣體波動所產生的流體源振動。發電機、電阻柵以及散熱系統風扇的往復周期性運動，也會產生較為低頻的振動。

來自于礦山路面的不平激勵也是整車振動的一大來源。路面不平度和車速形成了對汽車振動系統的“輸入”，此“輸入”經過由輪胎、懸架、減振墊等彈性、阻尼元件和懸掛、非懸掛質量構成的振動系統的傳遞，得到振動系統的“輸出”是懸掛質量進一步傳到相應部件的加速度。在礦用車系統中，由于輪胎的彈性特性與整車油氣懸掛的匹配，地面傳輸到平臺上相應部件的激勵大多已被吸收，因此本文將不再對路面不平激勵進行贅述。

許多NVH 問題與發動機系統有關。發動機的運轉會產生自然振動，如果有任何一個部件輕微失衡，其自然振動就會立刻加劇。發動機的振動通常由自身的基礎頻率、支座及發動機附屬部件等原因引起。所有發動機都有固有的一階振動，也會因振動頻率而產生振動。點火頻率是指每次氣缸燃燒時發動機產生的力。燃燒的力量產生一個脈沖，隨著氣缸排列整齊，自然振動產生。發動機承受的負荷越高，振動頻率越明顯，當發動機出現干擾正常燃燒循環的問題時振動也會增加。

本文主要研究發動機基振所產生的振動。一般情況下，發動機基振頻率。其中，點火間隔角為曲軸每轉兩周（即720°）與發動機氣缸數的比值，單位為°；發動機的轉速單位為r/min，60 s=1 min。

該車型采用16 缸4 沖程發動機，其怠速轉速為600 r/min，正常工作轉速1400～1900 r/min。通過理論計算可得，怠速激勵頻率為80 Hz，正常轉度約1400～1900 r/min，頻率范圍為187～253 Hz。

圖5 為該電控柜安裝支架模態分析的前6 階模態頻率，顯示該支架的固有頻率不會與發動機在怠速或正常工作下的頻率重疊，因此初步分析不會發生共振現象。從模態角度分析，該結構的設計處于合理狀態，結構設計方式可取。

圖5 前6 階模態頻率

3 結束語

傳統的結構件設計通常采用結構力學、材料力學進行分析計算，計算精度難以保證且準確度不高，在設計過程中容易造成質量冗余或削弱。而有限元分析方法的引入，能夠有效解決復雜結構的邊界條件設置與受力加載問題，同時分析支架模態頻率范圍，避免共振現象，從而得到較為可靠的支架結構單元。本文通過對電控系統安裝支架進行典型作業工況下的結構靜強度分析以及約束模態分析，考察支架的結構設計合理性，在一定程度上為設計工作提供參考。