電動汽車車架的隨機振動分析

張碩， 龍海洋， 裴未遲， 李耀剛， 葉曉濛， 楚京

（華北理工大學機械工程學院，河北 唐山 063009）

0 引言

隨著能源危機的進一步升級，作為傳統(tǒng)交通工具的替代品，電動汽車得到了世界各國的關注。電動汽車更因其自身噪聲低、能源利用率高、污染小等優(yōu)勢使人們找到了未來解決能源問題的新出路。

而作為整車的受力基體部分，車架的振動參數(shù)無疑是衡量電動汽車穩(wěn)定性與安全性的重要指標。在車輛行駛過程中，路面不平度不僅使乘客感到不適，也會導致車架結構或車架上零件的損壞，從而降低車輛的使用壽命[1-3]。電動汽車行駛在城市瀝青路面上時，受到來自路面的隨機激勵，若激勵過大或使整車發(fā)生共振，必然會引起整車波動[4]，將導致電動汽車產(chǎn)生疲勞破壞，因此電動汽車的隨機振動分析具有一定的實際研究價值。

1 隨機路面仿真模型的獲取

隨機振動是由路面不平度引起的，其激勵過程不可用確定的函數(shù)來描述，但可采用概率統(tǒng)計方法來研究。對車架進行隨機振動分析，主要是研究車架在隨機激勵過程中的響應特性[5-6]。

目前，主要應用譜分析法來分析隨機載荷。功率譜密度分析（PSD）作為譜分析的一種類型，也可稱為隨機振動分析[7]。文中利用位移功率譜密度分析方法對車架進行隨機振動分析。

車輛平順性有效的路面波長通常在0.35 m＜λ＜91 m，即空間頻率0.011m-1＜n＜2.83m-1，常用車速為36～108km/h，即u=10～30 m/s。所以，可以保證時間頻率范圍0.33～28.3 Hz，其覆蓋車身固有頻率1～2 Hz和車輪固有頻率10～15 Hz。

由于功率譜密度具有單位頻帶內(nèi)的功率的含義，故空間頻譜密度和時間頻譜密度可分別表示為：

式中，為在Δn范圍內(nèi)的功率大小。所以和Gq（f）兩者的關系為

同理可得

在城市瀝青路面上，多座位電動汽車的平均行駛速度為40 km/h。在式（4）中當ω→0時，Gq（ω）→∞。因此實用功率譜密度為

式中：ω0為最低截止角頻率。

上式可看為白噪聲激勵的一階線性系統(tǒng)的響應。由隨機振動理論可得

式中：H（ω）為頻響函數(shù)。

由上式可推出路面不平度的微分方程：

式中：q（t）為路面不平度函數(shù)，m；W（t）為均值為零的高斯白噪聲；n00為路面空間截止頻率，n00=0.11 m-1。

圖1 路面不平度時域模型

根據(jù)式 （7），應用 Matlab/Simulink軟件建立時域仿真分析模型來表示路面不平度，如圖1所示。

在進行仿真時，根據(jù)需要輸入路面不平度系數(shù)和車速，便可得到相應情況下的時域路面激勵信號。B級路面車速為40 km/h的路面激勵信號如圖2所示，B級路面不平度功率譜密度如圖3所示。

圖2 B級路面時域激勵信號

圖3 B級路面不平度功率譜密度

2 車架的隨機振動分析

以車架滿載彎曲下的動態(tài)分析結果為基礎在Workbench中對車架進行邊界約束，并加載B級路面上的隨機位移功率譜密度對車架進行譜分析求解[9]。

圖4 隨機振動分析車架的等效應變云圖

多座位電動汽車以40 km/h車速在B級路面上行駛時，車架的位移變形云圖如圖4所示。

由圖4可知，車架的最大變形發(fā)生在車架中部左右2個主橫梁上，最大變形值為4.9281mm，在變形量最大位置選擇節(jié)點進行位移響應分析，第1個節(jié)點為車架中部最右側橫梁與第1根短縱梁交接處；第2個節(jié)點為車架中部最左側橫梁與第1根長縱梁交接處；第3個節(jié)點為車架中部最左側橫梁與第1根短縱梁交接處；利用Workbench分析得到3個節(jié)點的位移響應譜分布曲線如圖5所示。

圖5 3個點的位移響應譜分布曲線

圖6 梁的位置示意圖

由圖5可知，3個點均在26.762 Hz時出現(xiàn)位移極大值，該頻率為車架滿載下動態(tài)分析的第3階固有頻率，由車架試驗模態(tài)分析結果車架第5階22.64 Hz和第6階29.19 Hz可知，車架的固有頻率與該頻率相差較小，因此在電動汽車整車設計中應避免其他部件的振動頻率接近該頻率，避免共振耦合的發(fā)生[10-12]。

3 結構優(yōu)化設計

車架應變云圖顯示該車架最大應力發(fā)生在車架前部的立梁與連接前部和中部的方鋼交接位置，車架其他位置應力均在52 MPa以下，說明這些位置選用的材料有較大富余地滿足使用要求，應考慮輕量化研究[10]。

車架尾部放置電池位置最大變形在1 mm以下，且組合應力在37 MPa以下，可以將此處的槽鋼換為其他輕質(zhì)型鋼，以減小車架質(zhì)量；由車架位移分布圖可知車架尾部載客位置中間的縱梁變形較明顯，且在車架滿載彎曲工況下梁扭曲變形過大，應該增加支撐梁；原車架中部載客位置的槽鋼選用的是10#槽鋼，由分析云圖可知，最大變形集中在車架中部的中間一排載客位置，另外2排載客位置位移及應力相對較小，故保留車架主梁來承擔載荷，將梁1～8換為其他輕質(zhì)型鋼（梁1～8位置如圖6所示）

圖7 優(yōu)化后車架靜力分析

考慮到可選角鋼型號較多，故應用優(yōu)化模塊實驗設計（DOE—Design of Experiment）探究設計參數(shù)與目標參數(shù)間的關系[13]，再對產(chǎn)品進行深一步的多目標優(yōu)化，確定產(chǎn)品的優(yōu)化方案，以保證產(chǎn)品的綜合性能達到最好，最終將車架梁1～8由槽鋼換為100 mm×100 mm×6 mm的角鋼，得到滿載彎曲工況下車架的位移變形及應力分布圖如圖7。

由圖7可知，車架尾部放置電池位置可以滿足強度剛度要求，車架尾部載客位置中間的縱梁變形狀況明顯得到改善，最大應力降低，一階頻率超出了路面激勵范圍[14-15]，有效提高了車架動態(tài)特性。

4 結論

本文介紹了車架隨機振動分析過程，結合車架滿載下的動態(tài)分析結果表明：車架位移變形較大，應力過大，低階固有頻率偏低。結合力學理論知識提出改進方案，對改進后車架再次進行有限元分析，車架變形、應力均減小，低階固有頻率提高。在Workbench車架的隨機振動分析中，得到車架在路面激勵作用下在26.762 Hz時位移響應最大，為車架的結構改進提供重要的理論依據(jù)。

[參 考 文 獻]

[1] 單承標.電動汽車車架結構優(yōu)化設計分析[J].國防制造技術,2016(1)：51-53.

[2] 錢洋,朱茂桃,郭佳歡.微型電動汽車車身的輕量化[J].機械設計與研究,2014(6)：146-150.

[3] 郝君起,陶元芳.混合動力電動汽車設計方案分析[J].機械工程與自動化,2010(6)：214-216.

[4] 劉楊.電動觀光車車架結構分析及優(yōu)化設計[D].長春：吉林大學,2007.

[5] 邵超城,劉強,龍飛永.純電動汽車車架設計及有限元分析[J].機械設計與制造,2011(8)：39-41.

[6]侯軍海.電動汽車桁架式車架結構的拓撲優(yōu)化設計[D].太原：中北大學,2012.

[7]王青春,范子杰,洪在地,等.有限元方法及Midas軟件在汽車結構分析中的應用[M].北京：機械工業(yè)出版社,2014.

[8]楊卓.低速純電動汽車車架的輕量化研究[D].廣州：華南理工大學,2014.

[9]FUKUSHIMA J,SUZUKI K,KIKUCHI N.Shape and Topology Optimization of a Car Body with Multiple Loading Conditions[J].SAE paper,2012,5(2)：36-40.

[10]武和全,辛勇,董學勤.某越野車車架有限元建模與剛度分析[J].機械設計與制造,2008(6)：15-17.

[11]張建,戚永愛,唐文獻,等.基于有限元法的某卡車車架優(yōu)化設計[J].機械設計與制造,2012(5)：48-50.

[12]張阿玲.一種電動汽車車身、車架結構設計及其性能優(yōu)化[D].太原：中北大學,2012.

[13]FUKUSHIMA J,SUZUKI K,KIKUCHI N.Shape and Topology Optimization of a Car Body with Multiple Loading Conditions[J].SAE paper,2015,4(3)：36-38.

[14]陳偉.電動汽車車架結構有限元分析與優(yōu)化[D].重慶：重慶交通大學,2012.

[15]路春光,郭燦志,劉寶剛,等.微型電動車車架靜態(tài)及預應力模態(tài)分析研究[J].制造業(yè)自動化,2015,37(6)：11-14.