某款純電動客車車架靜態(tài)分析及優(yōu)化

張增博，孫宇波，劉 強

（1.中山大學智能工程學院，廣東 廣州 510006；2.廣東省智能交通系統(tǒng)重點實驗室，廣東 廣州 510006；3.廣東省輕量化電動汽車及零配件工程中心，廣東 東莞 523000）

1 引言

近年來，純電動客車快速發(fā)展。作為純電動客車的重要支撐，車架除了起到連接客車部件、固定電池的作用以外，還需要承受外部環(huán)境變化過程中所產(chǎn)生的動載荷，開發(fā)過程對客車車架的強度和剛度有著嚴格的要求［1］。由于客車的尺寸相對較大，通過試驗的方法難以快速發(fā)現(xiàn)客車車架的薄弱部位，而有限元仿真分析方法恰好能彌補傳統(tǒng)設計方法上述的缺點和不足［2］。有限元分析通過力學計算，能有效快速地找出車架的危險部位并分析相應的受力情況，從而提高開發(fā)效率，降低開發(fā)成本。

為了提高模型的運算效率，車架所選網(wǎng)格尺寸相對較大，在后處理過程中需要采用均分方式對數(shù)據(jù)進行處理，從而提高分析精度。對于客車車架的強度分析，常規(guī)的均分方式是以節(jié)點為中心，對節(jié)點周圍單元的中心應力進行均分，但所得應力結果的精度不高［3-4］。因此這里將采用Optistruct 仿真軟件的新型均分算法，對某款純電動客車車架的強度和剛度進行分析計算。該算法與常規(guī)算法的不同之處在于每個單元輸出的數(shù)據(jù)量。以四邊形單元為例，新型算法每個四邊形單元輸出的應力數(shù)據(jù)量為常規(guī)算法的4倍，提高了應力均分結果的精度，但此算法與常規(guī)算法的運算時長無明顯差別。這里將采用Optistruct仿真軟件的新型算法對該款客車車架的強度和剛度進行相關校核，并根據(jù)靜態(tài)分析結果，利用Optistruct仿真軟件對車架結構進行尺寸優(yōu)化，實現(xiàn)車架的輕量化設計。

2 車架模型有限元建模

2.1 有限元均分理論

有限元仿真分析過程中，通過求解器運算所得應力結果均以網(wǎng)格單元為單位進行應力輸出，所得應力值均為單元應力值。為了查看更精確的應力值，必須以節(jié)點為中心，將各個單元的應力值與其周圍單元進行均分，從而提高應力結果的可靠性。

常規(guī)的均分算法主要將單元的中心應力與周圍單元相應結果進行均分。當網(wǎng)格尺寸大于5mm時，常規(guī)算法所得應力結果的可靠性不高［5］。為提高應力均分結果的可靠性，這里利用了Optistruct軟件的新型算法，通過輸出各單元的邊角數(shù)據(jù)，增加單元數(shù)據(jù)量，提高應力均分結果的精度。

以四邊形單元為例，為得到節(jié)點的應力結果，常規(guī)的均分算法如下：

式中：σ1—常規(guī)算法獲得的均分應力值；σA、σB、σC、σD—A、B、C、D四個單元的中心應力值。

Optistruct軟件新型算法的均分方式為：

式中：σ2—新型算法獲得的均分應力值；σA2、σB1、σC3、σD4—A、B、C、D四個單元中最接近目標節(jié)點（ID：400）的邊角應力值，如圖1所示。相比于常規(guī)算法，新型算法獲得的應力均分值更接近目標節(jié)點的應力值。

圖1 單元均分方式示意圖Fig.1 Schematic Diagram of Element Sharing Method

2.2 車架建模

為便于車架模型的網(wǎng)格劃分，對客車車架的三維模型進行了簡化，去除尺寸較小的倒角和圓角，去除微小螺紋孔和通孔［6］。由于該客車車架模型比較復雜，不利于網(wǎng)格劃分，所以建模策略為：將整車骨架分為上車架部分和下車架部分，上車架包括頂蓋骨架和側邊骨架部分，下車架部分包括大梁及地板骨架結構；利用HyperMesh軟件對客車車架模型抽取中面，并對相關中面進行網(wǎng)格劃分，所選網(wǎng)格類型為四邊形單元，網(wǎng)格基本尺寸選擇15mm［7］。

本車型車身的CAE有限元模型共包含節(jié)點382981個、網(wǎng)格總數(shù)為375511個。實際生產(chǎn)中車架各個管件之間的連接方式主要采用焊接、鉚接等不同連接方式，為了降低車架的建模難度，對車架的連接方式進行簡化，管件之間均采用RBE2 單元模擬連接，共建立1199個RBE2單元。為了更好地模擬客車不同零部件的質量分布，對該客車車架的CAE模型進行配重［8］。車架模型的簡化結果，如圖2所示。

圖2 車架有限元簡化模型Fig.2 Simplified Finite Element Model of the Frame

客車的車架材料均采用Q345B，材料參數(shù)為彈性模量：210000MPa，泊松比：0.3，密度：7850kg/m3，屈服強度：345MPa，抗拉強度：470MPa?？蛙嚺渲厍闆r，如表1所示，其中，客車的電池總共6塊（客車中部布置4塊、尾部2塊）。

表1 整車部件質量清單Tab.1 Quality List of Bus Components

車架所選單元平均尺寸為15mm，該尺寸的網(wǎng)格單元按常規(guī)算法均分所得的應力結果精度不高。為了提高精度，利用Hyper-Mesh 軟件中的“GLOBAL_OUTPUT_REQUEST”控制卡片，輸出車架所有網(wǎng)格單元的邊角數(shù)據(jù)，同時激活了模型后處理過程中應力均分的邊角選項欄，提高了應力云圖中所得均分應力結果的精度?？刂瓶ㄆ南嚓P設置，如圖3所示。

圖3 控制卡片設置圖Fig.3 Control Card Settings

3 車架強度與剛度分析

3.1 滿載彎曲工況

通過CONM2單元代替客車的電池、電機和其他部件及乘客的質量［9］，模擬客車的滿載工況，客車滿載質量為14t。利用Optistruct仿真軟件模擬客車在滿載彎曲工況下行駛在水平路面上的應力分布及整車變形情況。通過施加豎直方向向下的重力載荷，分析客車處于水平狀態(tài)時，車架的整體強度和剛度。定義客車縱向為X方向、寬度方向為Y方向、高度方向為Z方向。邊界條件為：約束左前輪Z方向自由度，右前輪Y、Z方向自由度，左后輪X、Z方向自由度，右后輪X、Y、Z方向自由度。

為了便于查看應力集中區(qū)域，四種典型工況的應力云圖突出顯示應力不小于30MPa的區(qū)域，其余區(qū)域為灰色。為提高精度，可在HyperView中勾選已被激活的“Use corner date”選項欄，從而調用單元的邊角數(shù)據(jù)，所選均分方式為“Simple”。為便于查看變形情況，變形結果放大100倍。車架在滿載彎曲工況下的應力結果，如圖4所示。變形結果，如圖5所示。

圖4 滿載彎曲工況應力云圖Fig.4 Stress Cloud Diagram under Full Load Bending Conditions

圖5 滿載彎曲工況位移云圖Fig.5 Displacement Cloud Diagram under Full Load Bending Conditions

由圖4可知車架最大應力值為155.17MPa，位于右側電池包附近的車架梁上。車架材料均為45鋼，其屈服強度為345MPa，因此車架在滿載彎曲工況的安全系數(shù)為2.44，滿足設計的強度要求。從圖5可知，車架在滿載彎曲工況的最大位移為3.91mm，最大變形位于車架底部的中心位置，未超過預期目標，滿足設計的剛度要求。

3.2 滿載扭轉工況

車架在滿載扭轉工況的強度與剛度分析主要模擬客車行駛在左右不平的路面時，車架的應力分布及整車的變形情況。由于該款純電動客車共有6塊電池，其中，兩塊安放在尾部，從而導致客車重心偏后。因此選取客車的右后輪，使其脫離地面懸空；其他車輪依舊與地面接觸，約束部分平動自由度。具體邊界條件為：約束左前輪X、Y、Z方向自由度，右前輪X、Z方向自由度，左后輪Y、Z方向自由度，右后輪釋放。

車架在滿載扭轉工況下的應力結果，如圖6 所示。變形結果，如圖7所示。由圖6可知，車架的最大應力值為341.4MPa，最大應力位于后橋左輪懸架前側與車架之間的焊接位置。車架最大應力未超過材料的屈服極限，安全系數(shù)為1.01，滿足設計的強度要求。

圖6 滿載扭轉工況應力云圖Fig.6 Stress Cloud Diagram under Full Load Torsion

由圖7 可知，客車車架在滿載扭轉工況的最大位移量為6.78mm，最大變形主要位于右后端頂部支架，與實際工況相符，最大變形未超過預期目標，滿足設計的剛度要求。

圖7 滿載扭轉工況位移云圖Fig.7 Displacement Cloud Diagram under Full Load Torsion

3.3 緊急轉彎工況

車架在緊急轉彎工況的強度與剛度分析主要模擬客車行駛在水平路面，并以0.4g作用于Y軸正方向的加速度緊急轉彎時，客車車架的應力分布及整車的變形情況［10］。邊界條件為：約束左前輪Z方向自由度，右前輪Y、Z方向自由度，左后輪X、Z方向自由度，右后輪X、Y、Z方向自由度。

客車車架在緊急轉彎工況下的應力結果，如圖8所示。變形結果，如圖9所示。由圖8可知，車架在緊急轉彎工況下的最大應力值為155.4MPa，最大應力位于客車右側電池包周圍的車架梁上且集中于焊接位置。車架在此工況下的安全系數(shù)為2.22，故而滿足設計的強度要求。

圖8 緊急轉彎工況應力云圖Fig.8 Stress Cloud Diagram of Emergency Turning Conditions

由圖9可知，車架在緊急轉彎工況下的最大位移為3.85mm，主要位于右邊車架的中間部位，與實際工況相符，車架的最大位移量未超過預期目標，滿足設計的剛度要求。

圖9 緊急轉彎工況位移云圖Fig.9 Displacement Cloud Diagram of Emergency Turning Conditions

3.4 緊急制動工況

客車車架在緊急制動工況的強度與剛度分析主要模擬客車行駛在水平路面，并以0.8g作用于X軸正方向（行駛方向為X軸負方向）的加速度緊急制動時，客車車架的應力分布及整車的變形情況。邊界條件為：左前輪和左后輪約束X、Z方向自由度，右前輪和右后輪約束X、Y、Z方向自由度?？蛙囓嚰茉诰o急制動工況下的應力結果，如圖10所示。變形結果，如圖11所示。

圖10 緊急制動工況應力云圖Fig.10 Stress Cloud Diagram of Emergency Braking Conditions

圖11 緊急制動工況位移云圖Fig.11 Displacement Cloud Diagram of Emergency Braking Conditions

由圖10可知，車架的最大應力值為155.1MPa，最大應力位于客車中部的電池包與儲氣瓶之間的車架梁上且集中于焊接位置。通過分析計算可知，客車車架在緊急制動工況下的安全系數(shù)為2.22，滿足設計的強度要求。

如圖11 所示，客車在緊急制動工況下，車架的最大位移為3.84mm，最大變形位于客車車架底部的中心位置，最大位移量未超過預期目標，滿足設計的剛度要求。

4 車架結構優(yōu)化

通過上述靜態(tài)分析可知，客車車架的強度和剛度均滿足設計要求，但是車架仍存在可優(yōu)化的空間。選擇車架頂蓋、車架頭部、車架尾部、左右兩側車架、底部主梁、底部支梁以及支撐梁的截面厚度作為設計變量；選取車架在緊急轉彎和緊急剎車工況下的應力、在滿載扭轉工況的位移以及整車質量為目標變量；車架在滿載扭轉工況的最大應力值最小化為優(yōu)化目標；通過限制設計變量和目標變量的上下限值，在滿足強度要求的前提下，實現(xiàn)整車輕量化。利用Optistruct軟件采用尺寸優(yōu)化方法進行6次迭代計算后得到優(yōu)化結果。對優(yōu)化后車架鈑金件的厚度進行處理得到其優(yōu)化結果，如表2所示。

表2 優(yōu)化構件截面厚度對照表Tab.2 Cross-Section Thickness Comparison Table for Optimized Components

優(yōu)化后車架的質量由1698kg減少到1423kg，減輕257kg。優(yōu)化后，車架在滿載扭轉工況下的最大應力為317MPa，相比原車架減小了7.15%；最大變形量為7.35mm，增加了8.4%，滿足設計要求。車架在緊急轉彎工況下的最大應力為198.8MPa，在緊急剎車工況下的最大應力為231.6MPa，均未超過許用值，滿足設計要求，因此該優(yōu)化方案可行。

5 結論

利用Optistruct仿真軟件對客車車架在四種典型工況下的應力及位移量進行了相關的分析計算。分析結果表明：對比四種不同工況，車架在滿載扭轉工況下的應力及變形量最大，最大應力位于電池包附近的車架梁位置，最大應力和最大變形量分別為341.4MPa 和6.78mm，均未超過許用值。因此該款客車的強度和剛度均滿足設計要求。對車架模型優(yōu)化后，車架質量減輕了257kg；滿載扭轉工況下車架最大應力為317MPa，相比原車架減小了7.15%，最大變形量為7.35mm，增加了8.4%；緊急轉彎工況下其最大應力為198.8MPa，緊急剎車工況下為231.6MPa，均未超過許用值，滿足設計要求。綜上可知，本次優(yōu)化取得了較好的優(yōu)化效果。