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某新能源載貨車車架性能分析

2019-06-09 20:37:04·  來源：EDC電驅(qū)未來  作者：吳成平  
　
近幾年，對(duì)傳統(tǒng)載貨汽車車架的設(shè)計(jì)、分析及優(yōu)化越來越受重視，與產(chǎn)品開發(fā)的聯(lián)系也越來越緊密，但針對(duì)新能源載貨汽車尤其是增程式新能源車型貨車車架分析還未見報(bào)
近幾年，對(duì)傳統(tǒng)載貨汽車車架的設(shè)計(jì)、分析及優(yōu)化越來越受重視，與產(chǎn)品開發(fā)的聯(lián)系也越來越緊密，但針對(duì)新能源載貨汽車尤其是增程式新能源車型貨車車架分析還未見報(bào)道。本文作者首先對(duì)某新能源載貨車車架進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn)，接著建立了有限元分析模型對(duì)結(jié)果有效性進(jìn)行驗(yàn)證，然后進(jìn)行車架剛、強(qiáng)度分析，結(jié)果表明車架結(jié)構(gòu)滿足設(shè)計(jì)要求，最后對(duì)原有車架模型進(jìn)行靈敏度分析，車架輕量化效果明顯。
 
1 新能源載貨車車架
新能源載貨車車架與傳統(tǒng)貨車車架作用類同，既要承受來自路面的各種沖擊載荷，又要承載各種質(zhì)量的部件。文中研究對(duì)象與傳統(tǒng)燃油車不同的是該增程式新能源貨車車架不僅包含發(fā)動(dòng)機(jī)、底盤、車身等傳統(tǒng)件，而且也囊括了動(dòng)力電池、電機(jī)及電控等新能源部件，增加了車架承載的復(fù)雜性。
2 車架實(shí)車試驗(yàn)
模態(tài)分析用來確定車架的振動(dòng)特性(頻率和振型)。車架自身可以看成一個(gè)多自由度的彈性振動(dòng)系統(tǒng)，對(duì)其進(jìn)行模態(tài)分析的目的就是為了避免共振。
文中通過試驗(yàn)來獲得某新能源載貨車車架的模態(tài)。此次模態(tài)試驗(yàn)采用的設(shè)備如表1所示。
表1 試驗(yàn)設(shè)備
試驗(yàn)車架是在整車約束狀態(tài)下，分別在車架縱梁和橫梁上表面位置處布置相應(yīng)的三向加速度傳感器，共計(jì)29個(gè)測(cè)點(diǎn)(見圖1)，其試驗(yàn)幾何模型如圖2所示。選擇車架左前23測(cè)點(diǎn)和右后11(見圖3)測(cè)點(diǎn)附近分別進(jìn)行X、Y、Z向錘擊，每個(gè)方向進(jìn)行7次激勵(lì)，對(duì)測(cè)試信號(hào)求平均，得出相應(yīng)點(diǎn)與測(cè)試點(diǎn)間的頻率響應(yīng)函數(shù)。采樣帶寬設(shè)置為64 Hz，頻率分辨率設(shè)置為0.25 Hz，輸入加力指數(shù)窗，輸出在采樣周期內(nèi)充分衰減,加矩形窗即可，H1估計(jì)方法。試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果如圖4—圖6所示。
圖1 車架模態(tài)測(cè)點(diǎn)
圖2 試驗(yàn)幾何模型
圖3 錘擊點(diǎn)
圖4 車架一階扭轉(zhuǎn)
圖5 車架Y向一階彎曲
圖6 車架Z向一階彎曲
由試驗(yàn)結(jié)果可知，該車架的一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率為8.66 Hz，一階側(cè)向彎曲模態(tài)頻率為17.89 Hz，一階垂向彎曲模態(tài)頻率為25.20 Hz。
3 車架仿真分析
根據(jù)模態(tài)試驗(yàn)情況，對(duì)上述增程式新能源載貨車車架進(jìn)行有限元仿真建模分析。在創(chuàng)建有限元模型時(shí)，根據(jù)需要對(duì)某些幾何細(xì)節(jié)進(jìn)行簡化處理，如對(duì)小倒角(<R5 mm)、小孔(<φ6 mm)或非關(guān)鍵部位的細(xì)節(jié)特征進(jìn)行忽略，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)對(duì)某些初步判斷不影響或者對(duì)計(jì)算結(jié)果影響可以忽略的細(xì)微特征進(jìn)行簡化。對(duì)幾何模型進(jìn)行合理離散化滿足標(biāo)準(zhǔn)：螺栓、焊接等連接采用剛性RBE2單元模擬；橋、板簧主體部分采用梁單元(CBEAM)模擬，吊耳與板簧之間采用彈簧單元(CELAS1)模擬；各相關(guān)零部件的質(zhì)量通過在其質(zhì)心位置加載質(zhì)量單元(CONM2)與車架通過RBE3固連來實(shí)現(xiàn)。有限元模型的材料參數(shù)及部件質(zhì)量信息分別如表2、表3所示。
表2 材料參數(shù)
表3 某新能源載貨車部件質(zhì)量信息 kg
3.1 車架模態(tài)分析
車架模態(tài)試驗(yàn)在整車裝配狀態(tài)下進(jìn)行，文中有限元仿真模型(見圖7)通過約束輪心位置自由度來計(jì)算車架總成的約束模態(tài)。在車架結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)分析中，由于低頻振動(dòng)比高頻振動(dòng)特性對(duì)車架結(jié)構(gòu)影響大，因此文中采用Block Lanczos法提取車架總成前10階模態(tài)(限于篇幅，只列出與試驗(yàn)相近3階，見圖8—圖10)。
由仿真結(jié)果可知，車架總成的一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率為7.79 Hz(與試驗(yàn)誤差9.8%)，一階側(cè)向彎曲模態(tài)頻率為18.55 Hz(與試驗(yàn)誤差3.5%)，一階垂向彎曲模態(tài)頻率為25.95 Hz(與試驗(yàn)誤差2.9%)。仿真與試驗(yàn)結(jié)果相近，證明了有限元仿真模型的準(zhǔn)確性。
圖7 有限元計(jì)算模型
圖8 一階扭轉(zhuǎn)
圖9 一階側(cè)向彎曲
圖10 一階垂向彎曲
3.2 車架剛度校核
車架剛度是評(píng)價(jià)車架性能的一項(xiàng)主要指標(biāo)，它對(duì)車架強(qiáng)度、NVH、可靠耐久性等都有著至關(guān)重要的影響。車架總成在各種載荷工況下，最常見情況為彎曲及扭轉(zhuǎn)變形，所以在車架設(shè)計(jì)時(shí)，選取其彎曲剛度、扭轉(zhuǎn)剛度(模量)作為衡量車架性能的考察指標(biāo)。本文作者根據(jù)表4剛度分析工況創(chuàng)建彎曲剛度、扭轉(zhuǎn)剛度有限元計(jì)算模型，分別如圖11、圖12所示。
表4 剛度分析工況定義
圖11 彎曲剛度計(jì)算模型
圖12 扭轉(zhuǎn)剛度計(jì)算模型
彎曲剛度計(jì)算如下：
4.6×1012 N·mm2 >2×1012 N·mm2
式中：CB為彎曲剛度(N·mm2)；L為前后板簧中心距(mm)；F為加載力(N)；dmax為加載點(diǎn)最大變形量(mm)。
扭轉(zhuǎn)模量計(jì)算如下：
6.17×107 mm4 >3×106 mm4
式中：I為扭轉(zhuǎn)模量(mm4)；M為前橋施加的扭矩(N·mm)；L為前后橋軸距(mm)；G為車架材料剪切模量(MPa)；θ為扭轉(zhuǎn)角度(rad)。
綜上，車架總成的彎曲剛度及扭轉(zhuǎn)模量滿足設(shè)計(jì)要求。
3.3 車架靜強(qiáng)度分析
在汽車行駛過程中，承受復(fù)雜多變的載荷，對(duì)車架進(jìn)行設(shè)計(jì)時(shí)，要保證其在最大載荷工況下不能被破壞或者有較大的塑性變形。文中創(chuàng)建了強(qiáng)度分析有限元模型(見圖13)，并選取了滿載狀態(tài)下的4種行駛工況進(jìn)行模擬(見表5)。
通過計(jì)算分析可知：垂向沖擊工況(見圖14，其余工況圖略)最大應(yīng)力為331 MPa，側(cè)向沖擊工況最大應(yīng)力為163.6 MPa，緊急制動(dòng)工況最大應(yīng)力為160.8 MPa，均在左前板簧前支座及左縱梁連接的第三橫梁左連接板下側(cè)；扭轉(zhuǎn)工況最大應(yīng)力為328 MPa，出現(xiàn)在前板簧后支架及右縱梁連接的第三橫梁右連接板下側(cè)，滿足結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)要求。
圖13 強(qiáng)度分析有限元模型
表5 車架靜強(qiáng)度分析工況
圖14 垂向沖擊
3.4 車架靈敏度分析及輕量化設(shè)計(jì)
靈敏度在數(shù)學(xué)上的意義就是針對(duì)某函數(shù)F(X)的設(shè)計(jì)變量Xi求偏導(dǎo)，其一階靈敏度Si在連續(xù)狀態(tài)下表示[6]為
離散狀態(tài)下，Si可以表示為
式中：i為設(shè)計(jì)變量數(shù)量，i=1,2, ......，n。
由于車架結(jié)構(gòu)具有對(duì)稱性，為了減少設(shè)計(jì)變量，縮短運(yùn)算時(shí)間，相對(duì)應(yīng)左右位置的厚度屬性設(shè)置為同一個(gè)設(shè)計(jì)變量，一共有13個(gè)設(shè)計(jì)變量；車架一階扭轉(zhuǎn)頻率、垂向彎曲工況變形撓度及最大應(yīng)力、側(cè)向彎曲工況變形撓度及最大應(yīng)力、扭轉(zhuǎn)變形工況撓度及最大應(yīng)力、緊急制動(dòng)工況為狀態(tài)變量，總質(zhì)量最小為目標(biāo)函數(shù)，利用優(yōu)化設(shè)計(jì)軟件的最優(yōu)梯度工具進(jìn)行一階差分靈敏度分析，提取各工況(求解子步)下質(zhì)量、頻率、撓度、應(yīng)力等參數(shù)對(duì)設(shè)計(jì)變量的靈敏度。若某項(xiàng)設(shè)計(jì)變量的靈敏度計(jì)算結(jié)果值為正，表明隨設(shè)計(jì)變量數(shù)值增大、計(jì)算結(jié)果增大的值；若為負(fù)數(shù)，則表示隨設(shè)計(jì)變量數(shù)值增大、計(jì)算結(jié)果減小的值。
由表6及圖15—圖18可看出：車架縱梁、車架內(nèi)襯梁的質(zhì)量靈敏度最大，其余變量差距不大；對(duì)車架總成一階扭轉(zhuǎn)頻率靈敏度影響由大至小依次為車架縱梁、第三橫梁連接板、車架內(nèi)襯梁、第六橫梁連接板、第三橫梁、第七橫梁、第五橫梁、第五橫梁連接板、第二橫梁、第四橫梁、第四橫梁連接板、第七橫梁連接板、第六橫梁；對(duì)車架撓度靈敏度影響由大到小依次為車架縱梁、第六橫梁連接板、第四橫梁連接板、車架內(nèi)襯梁、第四橫梁、第三橫梁、第二橫梁、第三橫梁連接板、第七橫梁、第五橫梁連接板、第七橫梁連接板、第五橫梁、第六橫梁；應(yīng)力靈敏度影響排名前五由大到小依次為車架縱梁、第三橫梁、第二橫梁、車架內(nèi)襯梁、第三橫梁連接板。
優(yōu)化后靜強(qiáng)度分析結(jié)果：垂向沖擊工況最大應(yīng)力為305.4 MPa，在第二橫梁及左前板簧前支座連接的左縱梁下翼面上；側(cè)向沖擊工況最大應(yīng)力為279.3 MPa，在第五橫梁右連接板腹面靠上側(cè)；扭轉(zhuǎn)工況最大應(yīng)力為322.6 MPa，出現(xiàn)在前板簧后支架及右縱梁連接的第三橫梁右連接板下側(cè)；緊急制動(dòng)工況最大應(yīng)力為135.4 MPa，在左前板簧前支座及左縱梁連接的第三橫梁左連接板下側(cè)，均滿足設(shè)計(jì)要求。
優(yōu)化后，車架彎曲剛度為3.99×1012 N·mm2，扭轉(zhuǎn)模量為1.24×107 mm4，兩者都小于優(yōu)化前，但均滿足設(shè)計(jì)要求；車架總成優(yōu)化前質(zhì)量為289 kg，優(yōu)化后質(zhì)量為262 kg(質(zhì)量減小27 kg)，降重9.3%。
表6 靈敏度數(shù)值
圖15 質(zhì)量靈敏度
圖16 一階扭轉(zhuǎn)頻率靈敏度
圖17 撓度平均靈敏度
圖18 應(yīng)力平均靈敏度
4 結(jié)論
對(duì)某新能源載貨車車架性能進(jìn)行了分析：
(1)通過模態(tài)試驗(yàn)得出某新能源載貨貨車車架受關(guān)注的模態(tài)振型及頻率，經(jīng)過有限元模型計(jì)算驗(yàn)證，結(jié)果符合度良好。
(2)分析了原有車架總成結(jié)構(gòu)的剛度、強(qiáng)度，結(jié)果表明均滿足設(shè)計(jì)要求。
(3)在原有車架總成基礎(chǔ)上進(jìn)行靈敏度分析，以達(dá)到輕量化目的，在滿足設(shè)計(jì)要求的前提下，車架總成減重27 kg(降重9.3%)，效果明顯，可為工程實(shí)踐提供參考，后續(xù)考慮計(jì)算該車架疲勞性能。
 
 
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