電動客車車架設計及優(yōu)化

湯周平，黃俊朝

(深圳市大富科技股份有限公司，廣東 深圳 518104)

0 引言

柴油或汽油客車造成空氣污染，增加二氧化碳排放，消耗不可再生的石油資源，而且振動、噪聲大，影響乘坐舒適性，所以電動客車的需求日益增大。電動客車的動力電池組質量大，如果掛在客車縱梁側面會使縱梁扭轉剛度不足，而且側碰時容易造成電池碰撞危險，所以將動力電池組疊加于駕駛室和車廂之間，為此設計專門的車架來承載。電機、駕駛室、車廂通過懸置安裝在車架上，設計車架時需要滿足強度、剛度要求，且要避免共振。本文應用ANSYS Worbench對車架進行靜力學分析、模態(tài)分析和諧響應分析，然后對車架進行優(yōu)化設計，最后分析驗證。

1 車架結構設計及靜力學分析

圖1為車架結構示意圖，車架由2根縱梁、7根橫梁組成框架結構。車架材料選用510L，其抗拉強度為510 MPa～630 MPa，屈服強度≥355 MPa，彈性模量為210 GPa，泊松比為0.3，密度為7 850 kg/m3。

1-第一橫梁；2-第二橫梁；3-駕駛室支架；4-電池組支架；5-車廂支架；6-第四橫梁；7-右縱梁；8-加強板；9-第七橫梁；10-第六橫梁；11-第五橫梁；12-左縱梁；13-第三橫梁

靜力學分析典型工況包括彎曲工況、扭轉工況、制動工況和轉彎工況。各工況下車架除了承受重力載荷以外，還承受不同的其他載荷。彎曲工況下車架只受重力載荷；扭轉工況為當一個車輪處于路面凸起上或一個車輪掉入路面壕溝中，另一側車輪支撐全部載荷，由于左、右側懸架對車架的反作用力不一樣，車架受到扭轉力矩作用發(fā)生扭轉；制動工況下車架還受到-0.75g的縱向慣性加速度[1]；轉彎工況下車架還受到0.5g的橫向慣性加速度和-0.6g的縱向慣性加速度[2]。

各工況下，車架的最大von-Mises等效應力值和最大變形值如表1所示。其中彎曲工況下垂直方向變形云圖和等效應力云圖如圖2、圖3所示。

表1 車架最大von-Mises等效應力值和最大變形值

圖2 彎曲工況垂直方向變形云圖

2 車架模態(tài)分析

分析得到的車架前10 階固有頻率、振型描述和最大變形值見表2。車架前2階振型如圖4、圖5所示。

3 車架諧響應分析

電機最高轉速為6 600 r/min時，對應的激勵頻率為110 Hz，所以激勵頻率范圍為0 Hz～110 Hz。將電機在車架上的安裝點作為激勵輸入點，將駕駛室支架和車廂支架作為響應輸出點,4個輸入點的激振力幅值均為250 N，初始相位角為 0°[3-4]。通過對比分析駕駛室4個支架和車廂8個支架在垂直方向的位移響應，發(fā)現(xiàn)駕駛室左后支架和車廂右邊第1個支架在垂直方向的響應位移最大，兩點處的位移—頻率響應曲線如圖6、圖7所示。

圖3 彎曲工況等效應力云圖

階數固有頻率(Hz)振型描述最大變形值(mm)123.95車架中部扭轉6.37245.78車架中部扭轉彎曲組合7.54351.45車架尾部橫向擺動8.77453車架中部彎曲扭轉組合6.05564.35電池組支架縱向擺動7.98669.29車架中部扭轉8.61789.12車架中部扭轉11.34895.97電池組支架扭轉8.799104.04車架中部扭轉15.6910104.52車架中部扭轉彎曲組合9.78

圖4 車架的1階振型

圖5 車架的2階振型

圖6 駕駛室左后支架位移—頻率響應曲線

由圖6、圖7可知，駕駛室左后支架在頻率為104 Hz處出現(xiàn)位移峰值，為5.58 mm；車廂右邊第1個支架在頻率為64 Hz和70 Hz處出現(xiàn)位移峰值，分別為0.2 mm和0.3 mm；頻率分別與第5階、第6階、第9階固有頻率對應或接近，因此會產生共振，影響乘坐舒適性和結構疲勞性。

圖7 車廂右邊第1個支架位移—頻率響應曲線

4 車架優(yōu)化及分析

根據前面的分析結果，對車架進行如下優(yōu)化：

(1) 將電池組支架上高40 mm、寬40 mm的方通改為高50 mm、寬40 mm的方通，并在方通下方加斜支撐。

(2) 在電池組支架上添加前平支撐和后平支撐。

(3) 在車架第二橫梁與第三橫梁之間增加第八橫梁，所加第八橫梁結構與第三橫梁相同。

車架優(yōu)化后的局部結構如圖8所示。

1-50×40方通；2-斜支撐；3-前平支撐；4-后平支撐；5-第八橫梁

4.1 優(yōu)化后車架靜力學分析

車架優(yōu)化后，分別在彎曲、扭轉、制動、轉彎典型工況下進行靜力學分析。車架優(yōu)化前、后最大應力對比如表3所示。

表3 車架優(yōu)化前、后最大應力對比

4.2 優(yōu)化后車架模態(tài)分析

對優(yōu)化后車架進行模態(tài)分析，優(yōu)化前、后車架前10階固有頻率和最大變形值對比如表4所示。

表4 優(yōu)化前、后車架前10階固有頻率和最大變形值對比

4.3 優(yōu)化后車架諧響應分析

優(yōu)化后駕駛室左后支架、車廂右邊第1個支架位—移頻率響應曲線如圖9、圖10所示。駕駛室左后支架在102 Hz處仍存在共振，但位移值已由原來的5.58 mm下降到0.17 mm。車廂右邊第1個支架在60 Hz、68 Hz處仍存在共振，但位移值已由原來的0.2 mm、0.3 mm下降到0.09 mm、0.16 mm。優(yōu)化前、后支架上響應位移峰值對比如表5所示。

圖9 優(yōu)化后駕駛室左后支架位移—頻率響應曲線

經檢驗，車架優(yōu)化后在駕駛室和車廂的其他安裝支架處響應位移值都較小。

5 結論

通過靜力學分析、模態(tài)分析和諧響應分析，對車架進行優(yōu)化設計，車架上應力值明顯減小，駕駛室支架、車廂支架處雖然仍存在共振，但響應位移值明顯減小，達到了優(yōu)化車架的目的。

參考文獻：

[1] 林程,王文偉,陳瀟凱.汽車車身結構與設計[M].北京:機械工業(yè)出版社,2014.

[2] 萬明磊.基于ANSYS Workbench的電動城市客車車架輕量化研究[D].青島:青島大學, 2015: 30.

[3] 于一冰,李耀剛,琚立穎,等.純電動公交車車架的諧響應分析[J].機械工程與自動化, 2016(3): 36-38.

[4] 張少波,鄒志華.基于諧響應分析的叉車車架動態(tài)特性研究與改進[J].工程機械,2015，46(8):17-19.