葛偉，饒洪宇

(上汽集團(tuán)商用車技術(shù)中心，上海 200438)

某電動(dòng)汽車副車架的性能分析

葛偉，饒洪宇

(上汽集團(tuán)商用車技術(shù)中心，上海 200438)

基于Hypermesh建立了某電動(dòng)汽車的副車架有限元模型。進(jìn)行了試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析，通過試驗(yàn)與仿真結(jié)果的對(duì)比驗(yàn)證了有限元模型的正確性。研究了副車架裝上電機(jī)與主減速器之后的模態(tài)，進(jìn)行了副車架關(guān)鍵部件的強(qiáng)度分析。結(jié)果表明:該電動(dòng)車輛副車架的設(shè)計(jì)滿足使用要求。

模態(tài)分析;強(qiáng)度分析;副車架

電動(dòng)汽車底盤結(jié)構(gòu)中增加副車架后，電機(jī)、變速器以及下擺臂部件可先與副車架裝配，然后在汽車總裝的過程中將副車架總成與“正”車架相連，以此降低裝配的時(shí)間與成本，便于后期進(jìn)行電機(jī)與變速器等部件的拆裝與匹配［1-2］。同時(shí)，裝有副車架的電動(dòng)車輛可以明顯提高懸掛連接的剛度，在一定程度上減少路面的振動(dòng)輸入，為乘客提供良好的乘車舒適性。電動(dòng)汽車安裝副車架也有不可避免的缺點(diǎn)，其中比較明顯的是:當(dāng)采用鋼制副車架時(shí)會(huì)增加車重，直接影響到電動(dòng)汽車的續(xù)駛里程;若采用材質(zhì)比較輕的鋁制副車架又會(huì)增加成本。若副車架的懸置設(shè)計(jì)得比較軟，雖然可以起到很好的減振效果，但是會(huì)在一定程度上降低汽車的操作穩(wěn)定性。所以，副車架設(shè)計(jì)的好壞會(huì)直接影響電動(dòng)車的性能［3-5］。

本文通過計(jì)算機(jī)仿真以及試驗(yàn)對(duì)電動(dòng)汽車鋼制副車架進(jìn)行性能分析，研究電動(dòng)汽車安裝鋼制副車架的可行性，為副車架的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考。

1 副車架有限元模型的建立

在進(jìn)行分析之前，建立準(zhǔn)確可靠的有限元模型是一項(xiàng)非常重要的工作，直接關(guān)系到計(jì)算結(jié)果的正確性?？紤]到實(shí)際遇到的工程問題一般都是復(fù)雜多變的，研究對(duì)象的形狀、邊界條件以及載荷的形式是多樣性的，因此需要對(duì)建立的計(jì)算模型進(jìn)行簡(jiǎn)化。

1.1 副車架的組成

本文研究的某電動(dòng)汽車的副車架主要負(fù)責(zé)支撐電機(jī)與主減速器，并與下擺臂進(jìn)行連接。主要組成部分包括前后左右4個(gè)管梁、下擺臂的4個(gè)支架和3個(gè)電機(jī)懸置安裝支架。副車架二維圖見圖1。圖1中序號(hào)所對(duì)應(yīng)的部件名稱及各部件采用的材料見表1。

圖1 副車架二維圖

表1 副車架組成部件及材料

1.2 副車架的有限元模型

模型的導(dǎo)入與幾何清理使用Hypermesh軟件。導(dǎo)入的CATIA幾何模型如圖2所示。

圖2 CATIA幾何模型

在網(wǎng)格劃分之前，需要對(duì)導(dǎo)入的CATIA模型做必要的幾何清理。幾何清理的主要工作包括幾何修復(fù)與幾何簡(jiǎn)化。進(jìn)行網(wǎng)格劃分時(shí)應(yīng)該注意以下2點(diǎn)［6-9］:①四邊形單元的長(zhǎng)度與寬度相差不應(yīng)太大，否則會(huì)引起剛度矩陣出現(xiàn)“病態(tài)”，影響計(jì)算的精度。三角形單元應(yīng)避免出現(xiàn)過小銳角與過大鈍角。由于四邊形單元比三角形單元計(jì)算的效果要好，所以在網(wǎng)格中三角形單元應(yīng)該越少越好。②適度劃分單元，盡可能地表達(dá)出結(jié)構(gòu)真實(shí)的受力的情況。支架部分與管梁部分采用RBE2的連接方式，將支架周邊的網(wǎng)格的節(jié)點(diǎn)與管梁相近的單元連接。根據(jù)單元尺寸及要求進(jìn)行副車架的有限元網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格單元數(shù)目為22 649個(gè)。副車架系統(tǒng)的有限元模型如圖3所示。

圖3 副車架有限元模型

2 副車架模態(tài)分析與試驗(yàn)

2.1 副車架模態(tài)仿真分析

本文利用Optistruct作為求解器，采用蘭索斯算法對(duì)副車架在自由約束條件下的模態(tài)進(jìn)行提取，即在計(jì)算副車架模態(tài)時(shí)不施加任何約束。選取頻率提取范圍為0.1～1 000 Hz。模態(tài)的提取階數(shù)為9。為了觀測(cè)振型，可以在HyperView中將變形比例進(jìn)行放大。副車架第1～9階的固有頻率和振型見表2。

表2 副車架第1～9階的固有頻率和振型

2.2 副車架的模態(tài)試驗(yàn)

本文采用LMS儀器以及配套的Test.Lab軟件進(jìn)行副車架的模態(tài)試驗(yàn)。在之前所建立的有限元模型中選擇副車架上的47個(gè)點(diǎn)，在Hypermesh中讀出這47個(gè)點(diǎn)的坐標(biāo)值。在Test.Lab中建立幾何模型時(shí)輸入這47個(gè)點(diǎn)坐標(biāo)，并進(jìn)行連接，見圖4。通過敲擊副車架，Test.Lab可以自動(dòng)調(diào)整記錄的量程范圍，防止數(shù)值的溢出。采用每點(diǎn)敲擊5次取平均的方法。

圖4 懸吊的副車架及Test.Lab中所布置的點(diǎn)

打開Test.Lab里的PolyMax Modal Analysis，可以得到試驗(yàn)的模態(tài)分析結(jié)果，如圖5所示。圖5中每個(gè)峰值代表一個(gè)階數(shù)，同時(shí)可以得到每階對(duì)應(yīng)的頻率。

圖5 試驗(yàn)結(jié)果界面

2.3 模態(tài)的仿真與試驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比

仿真得到的副車架固有頻率與試驗(yàn)得到的前9階的頻率對(duì)比見表3［10-14］。仿真與試驗(yàn)結(jié)果相近，說明了仿真模型是準(zhǔn)確的，仿真結(jié)果可以很好地評(píng)價(jià)副車架的固有頻率。

2.4 副車架裝上電機(jī)與主減速之后的模態(tài)試驗(yàn)

除需了解單純的副車架在自由狀態(tài)下的振動(dòng)特性外，還需要考慮在副車架上裝配電機(jī)與主減速器后的振動(dòng)特性。這是因?yàn)榘惭b電機(jī)與主減速器后的副車架的振動(dòng)特性會(huì)對(duì)整車的振動(dòng)產(chǎn)生比較顯著的影響，如果出現(xiàn)某階次的頻率與其他結(jié)構(gòu)的頻率接近，則會(huì)出現(xiàn)共振現(xiàn)象，降低整車的舒適性。本文采用試驗(yàn)的方法進(jìn)行測(cè)試。測(cè)試布置點(diǎn)不變，在Test.Lab軟件中進(jìn)行分析。分析結(jié)果見圖6。從圖6中可知:副車架與電機(jī)及主減速器組成的系統(tǒng)的固有頻率的前7階為:1階47.05 Hz;2階112.03Hz;3階195.06Hz;4階207.83 Hz;5階236.62Hz;6階305.44 Hz;7階335.09 Hz。從結(jié)果來看，該設(shè)計(jì)可以避開整車其他結(jié)構(gòu)的共振頻率，因此設(shè)計(jì)的副車架是合理的。

表3 仿真與試驗(yàn)得到的固有頻率對(duì)比Hz

圖6 試驗(yàn)結(jié)果

3 副車架關(guān)鍵部件強(qiáng)度分析

為了滿足電動(dòng)汽車的性能要求，需要利用有限元方法對(duì)電動(dòng)汽車的副車架進(jìn)行結(jié)構(gòu)的靜態(tài)分析，了解副車架的應(yīng)力情況，從而評(píng)價(jià)副車架的承載特性。根據(jù)分析結(jié)果可改變副車架的結(jié)構(gòu)形式或尺寸的參數(shù)，為結(jié)構(gòu)的優(yōu)化提供理論依據(jù)。本文選取的副車架關(guān)鍵部件為3個(gè)電機(jī)懸置支架和4個(gè)下擺臂安裝支架。

3.1 副車架電機(jī)懸置支架靜力分析

根據(jù)副車架在整車中的裝配情況施加約束。在副車架與“正”車架相連的8處施加約束，約束施加在中心孔表面，約束方式為123456。本文將電動(dòng)汽車從起步到最高車速下的電機(jī)與變速器動(dòng)力總成的激振載荷譜中的最大值作為模擬載荷，同時(shí)考慮直接測(cè)量載荷帶來的不準(zhǔn)確性，測(cè)量電機(jī)和變速器上的三向加速度，再計(jì)算載荷。具體操作是首先在電機(jī)與變速器總成中心位置放置三向加速度傳感器，并連接到LMS采集器，車輛在測(cè)試路面上進(jìn)行測(cè)試(如圖7所示)。計(jì)算得到施加在3個(gè)方向上的靜態(tài)力為:Fx=220 N;Fy=225 N; Fz=-165 N。

圖7 試驗(yàn)測(cè)試

在Hypermesh中利用OptiStruct求解器進(jìn)行靜力分析，得到的副車架的電機(jī)懸置支架的應(yīng)力云圖，如圖8所示。仔細(xì)觀測(cè)圖8可知最大應(yīng)力為236 MPa，遠(yuǎn)小于所用材料的屈服極限。最大應(yīng)力出現(xiàn)在右前支架的螺栓連接的邊緣處，比較大的應(yīng)力出現(xiàn)在3個(gè)支架的螺栓連接邊緣處，與實(shí)際情況相吻合，說明該有限元模型可以比較真實(shí)地反映出支架的結(jié)構(gòu)力學(xué)性能。

圖8 電機(jī)懸置支架的應(yīng)力云圖

3.2 副車架下擺臂連接支架靜力分析

施加的約束不變，關(guān)鍵是載荷的獲取。本文通過建立ADAMS/Car模型得到計(jì)算所需的載荷，建模所需的主要參數(shù)如下:

1)前懸架的各部件主要尺寸參數(shù)。在Template模式下建立前懸架模型。首先需要建立硬點(diǎn)(hardpoint)。本文建立的前懸架的主要部件的硬點(diǎn)坐標(biāo)見圖9。

圖9 硬點(diǎn)坐標(biāo)

2)前懸架的各部件質(zhì)量參數(shù)。前懸架主要組成部件的質(zhì)量與轉(zhuǎn)動(dòng)慣量參數(shù)見表4。

表4 組成部件質(zhì)量與轉(zhuǎn)動(dòng)慣量

3)前懸架力學(xué)參數(shù)。螺旋彈簧的預(yù)緊力、減震器的阻尼系數(shù)，以及本文主要考慮的部件下擺臂與副車架相連處的襯套的力學(xué)特性均由制造廠家提供。其中下擺臂與副車架相連處的襯套的剛度特性曲線如圖10所示。

圖10 襯套剛度特性曲線

4)四輪定位參數(shù)。通過四輪定位儀測(cè)試滿載情況下的車輪的定位參數(shù)，如表5所示。

表5 四輪定位參數(shù)

在ADAMS/Car的標(biāo)準(zhǔn)界面中建立前懸架仿真模型，如圖11所示。

圖11 前懸架仿真模型

考慮制動(dòng)工況，在左右車輪中心處的制動(dòng)力取1 000 N進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析。進(jìn)入后處理(Post processing)窗口，得到左前襯套處X，Y，Z三個(gè)方向的力分別為-450，-1 700，10 N;而左后襯套處X，Y，Z三個(gè)方向的力分別為-800，1 200，150 N。

下擺臂安裝支架處兩邊的螺栓孔同樣采用Rbe2連接。在前后左右4個(gè)支架處施加計(jì)算出來的力進(jìn)行靜態(tài)強(qiáng)度分析，提交到Optistruct中進(jìn)行計(jì)算，得到副車架的應(yīng)力云圖，如圖12所示。

圖12 應(yīng)力云圖

從圖12可以看出:副車架在此種工況下的總體應(yīng)力都比較小，最大的應(yīng)力在副車架與車身的后安裝支架處，此處的應(yīng)力為266 MPa，小于所用材料屈服極限;在下擺臂安裝支架處的應(yīng)力為118 MPa左右。通過靜態(tài)強(qiáng)度分析可知，鋼制副車架的靜強(qiáng)度符合要求。系統(tǒng)中應(yīng)力比較大的地方主要為副車架主體后部與車身安裝處，但是副車架整體的平均應(yīng)力比較低，這樣就有一定的富余量滿足使用的要求。

4 結(jié)束語(yǔ)

建立了副車架的有限元模型，進(jìn)行了結(jié)構(gòu)的固有模態(tài)分析，并用實(shí)物的模態(tài)分析試驗(yàn)驗(yàn)證了有限元模型的正確性。進(jìn)行了副車架裝配電機(jī)、主減速后組成的總成的模態(tài)試驗(yàn)，得出固有頻率，說明副車架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的合理性。使用試驗(yàn)方法得到電機(jī)懸置支架處的載荷，真實(shí)地反映了支架處的受力情況，對(duì)電機(jī)懸置支架的強(qiáng)度進(jìn)行了驗(yàn)證分析。運(yùn)用動(dòng)力學(xué)軟件ADAMS/Car建立模型，得到下擺臂連接支架的受力情況，從而在Hyperworks中計(jì)算得到其強(qiáng)度，進(jìn)一步說明了該副車架的設(shè)計(jì)滿足使用要求。

［1］宛銀生.副車架及其對(duì)車輛性能的影響［J］.中國(guó)城市經(jīng)濟(jì)，2010(8):56-61.

［2］蔣瑋.副車架有限元分析及優(yōu)化設(shè)計(jì)［J］.北京汽車，2010(2):13-15.

［3］田晶，周曼宇.捷達(dá)轎車副車架總成有限元計(jì)算分析［C］//1999MSC公司中國(guó)用戶年論文集(下).北京:［出版者不詳］，1999:203-210.

［4］唐曉峰，顧彥，廖芳，等.前副車架結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)建模方法研究［J］.上海汽車，2008(11):17.

［5］許勇.某轎車副車架靜力學(xué)分析及試驗(yàn)驗(yàn)證［J］.傳動(dòng)技術(shù)，2006(3):25.

［6］吳鴻慶，任俠.結(jié)構(gòu)有限元分析［J］.北京:中國(guó)鐵道出版社，2000.

［7］譚繼錦，張代勝.汽車結(jié)構(gòu)有限元分析［M］.北京:清華大學(xué)出版社，2009.

［8］龔培康.有限單元法及其在汽車工程中的應(yīng)用［M］.重慶:重慶大學(xué)出版社，1993.

［9］吳益曉，劉勝，岳建平，等.彈簧式隔爆閥沖擊強(qiáng)度有限元分析［J］.重慶理工大學(xué)學(xué)報(bào):自然科學(xué)版，2013，27(5):36-39.

［10］趙峰.BJ3043型自卸車車架靜動(dòng)態(tài)有限元分析及結(jié)構(gòu)改進(jìn)［D］.濟(jì)南:山東大學(xué)，2004.

［11］陳茹雯.某軍車車身有限元分析及拓?fù)鋬?yōu)化［D］.南京:南京理工大學(xué)，2004.

［12］于開平，周傳月，譚惠豐.Hypermesh從入門到精通［M］.北京:科學(xué)出版社，2005.

［13］齊益強(qiáng)，周冠男，李涵武.FSAE競(jìng)賽車車架有限元靜力學(xué)分析［J］.潤(rùn)滑與密封，2013(21):55-56.

［14］谷葉水.客車車身骨架結(jié)構(gòu)的有限元分析與研究［D］.合肥:合肥工業(yè)大學(xué)，2005.

(責(zé)任編輯 劉舸)

Analysis of an Electric Vehicle Subframe Performance

GE Wei，RAO Hong-yu
(Saic Motor Commercial Vehicle Technical Center，Shanghai 200438，China)

By applying the Hypermesh software，the FEA model of electric vehicle subframe was established.We carried out the modal test and compared the results of the test and simulation to verify the correctness of the FEA model.The modal test of the subframe was added with the motor and retarder and the strength analysis of the critical components was conducted.The result shows that the design of the subframe can meet the operating requirement.

modal analysis;strength analysis;subframe

U463.32

A

1674-8425(2014)06-0008-06

10.3969/j.issn.1674-8425(z).2014.06.002

2013-12-28

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51105178);國(guó)家863節(jié)能與新能源汽車重大項(xiàng)目(2012AA111401);江蘇省自然科學(xué)基金面上研究項(xiàng)目(BK2011489)

葛偉(1988—)，男，碩士，主要從事車輛動(dòng)力性和結(jié)構(gòu)性能研究。

葛偉，饒洪宇.某電動(dòng)汽車副車架的性能分析［J］.重慶理工大學(xué)學(xué)報(bào):自然科學(xué)版，2014(6):8-13.

format:GE Wei，RAO Hong-yu.Analysis of an Electric Vehicle Subframe Performance［J］.Journal of Chongqing University of Technology:Natural Science，2014(6):8-13.