電動非承載式汽車車架作為電動汽車的重要部件，由于其在工作時承受了大部分整車部件的質量，因此車架將產(chǎn)生一定程度的彎曲與扭轉變形。并且，來自不平路面的激勵也將通過輪胎、減振器、鋼板彈簧等部件傳遞到車架上。在車輛實際行駛過程中，車架所需的性能包括模態(tài)性能、剛度性能、強度性能和疲勞性能，這些性能對整車的安全性、操縱穩(wěn)定性、舒適性和可靠性具有重要影響。因此，車架必須擁有良好的結構性能，其性能的好壞直接影響整車綜合品質的優(yōu)劣。本章將基于第 2章建立的有限元模型和多體動力學模型，完成對電動汽車車架各個性能的有限元分析。分析結論將為后續(xù)的電動汽車車架結構優(yōu)化工作打下基礎，電動汽車車架的各性能仿真值將為優(yōu)化分析提供參考。注：本文節(jié)選自《新能源汽車車架設計 結構性能與多目標協(xié)同優(yōu)化研究》，由機械工業(yè)出版社出版本書適用于對新能源汽車結構設計及優(yōu)化技術感興趣的讀者，包括開發(fā)人員、設計人員、科研工作者等。本書還適用于有相關知識背景的從業(yè)人員。點擊下方鏈接直播購買此書。

《新能源汽車車架設計 結構性能與多目標協(xié)同優(yōu)化研究》目錄

前言

第1章　緒論1

1.1　新能源汽車行業(yè)發(fā)展概述1

1.2　國內(nèi)外相關研究現(xiàn)狀4

1.2.1　車架優(yōu)化研究5

1.2.2　車架性能研究6

1.2.3　多目標優(yōu)化研究8

1.3　研究價值分析11

1.4　主要內(nèi)容概述11

1.4.1　主要研究內(nèi)容11

1.4.2　主要分析內(nèi)容12

第2章　多體動力學模型的建立與驗證13

2.1　整車多體動力學模型建立的理論基礎13

2.2　基礎車前懸架多體動力學模型建立與驗證15

2.2.1　基礎車前懸架多體動力學模型的建立15

2.2.2　基礎車前懸架多體動力學模型的驗證17

2.3　基礎車后懸架多體動力學模型建立與驗證20

2.3.1　基礎車后懸架多體動力學模型的建立20

2.3.2　基礎車后懸架多體動力學模型的驗證21

2.4　基礎車多體動力學模型建立與驗證22

2.4.1　基礎車車架柔性體的建立22

2.4.2　基礎車多體動力學模型的建立28

2.4.3　基礎車多體動力學模型的驗證29

2.5　電動汽車多體動力學模型的建立32

2.5.1　電動汽車動力學模型的建立32

2.5.2　電動汽車強度載荷分解多體動力學模型的建立33

2.5.3　電動汽車疲勞載荷分解多體動力學模型的建立34

2.6　本章小結34

第3章　電動汽車車架結構性能的研究35

3.1　電動汽車車架模態(tài)性能分析35

3.2　電動汽車車架剛度性能分析與對比36

3.2.1　基礎車車架彎曲剛度分析37

3.2.2　基礎車車架扭轉剛度分析38

3.2.3　電動汽車車架剛度性能分析40

3.3　電動汽車車架強度性能分析40

3.3.1　電動汽車車架強度載荷的獲取40

3.3.2　電動汽車車架強度分析方法44

3.3.3　電動汽車車架靜態(tài)工況強度分析48

3.3.4　電動汽車車架制動工況強度分析50

3.3.5　電動汽車車架上跳工況強度分析52

3.3.6　電動汽車車架轉彎工況強度分析54

3.3.7　電動汽車車架轉彎制動工況強度分析56

3.3.8　電動汽車車架后制動工況強度分析58

3.3.9　電動汽車車架車輪上抬工況強度分析60

3.4　電動汽車車架路譜疲勞性能分析62

3.4.1　疲勞累計損失理論62

3.4.2　疲勞分析方法63

3.4.3　材料疲勞參數(shù)的確定63

3.4.4　道路譜載荷的采集67

3.4.5　疲勞載荷循環(huán)次數(shù)的確定73

3.4.6　電動汽車車架疲勞載荷的獲取78

3.4.7　電動汽車車架疲勞性能的分析81

3.5　本章小結82

第4章　電動汽車車架多目標優(yōu)化83

4.1　電動汽車車架參數(shù)化建模84

4.1.1　網(wǎng)格變形技術84

4.1.2　參數(shù)化模型的建立84

4.2　電動汽車車架多目標優(yōu)化91

4.2.1　試驗設計方法91

4.2.2　設計變量的選擇分析94

4.2.3　優(yōu)化問題的定義101

4.2.4　近似模型的建立方法102

4.2.5　近似模型的誤差分析105

4.2.6　多目標優(yōu)化分析108

4.3　電動汽車車架優(yōu)化前后性能對比分析111

4.3.1　模態(tài)性能對比分析111

4.3.2　剛度性能對比分析112

4.3.3　強度性能對比分析113

4.3.4　疲勞性能對比分析116

4.3.5　質量屬性對比分析117

4.4　本章小結118

第5章　電動汽車車架試驗驗證119

5.1　車架臺架試驗驗證119

5.1.1　模態(tài)試驗119

5.1.2　剛度試驗120

5.2　整車道路耐久試驗驗證123

5.2.1　試驗準備123

5.2.2　試驗方法123

5.2.3　試驗結果125

5.3　本章小結127

第6章　總結與展望128

6.1　總結128

6.2　主要研究價值129

6.3　研究成果的拓展129

6.4　未來技術發(fā)展分析130

6.4.1　模塊化車架的設計130

6.4.2　新材料的應用130

6.4.3　新技術的融合131

參考文獻133

3.2 電動汽車車架剛度性能分析與對比

當車輛行駛在顛簸的路面上時，車架將會受到負載產(chǎn)生的垂向力而使其處于彎曲變形狀態(tài)，其彎曲剛度性能即為車架抵抗垂向彎曲變形的能力。車架的彎曲剛度性能越強，其抗彎曲能力越高，車輛的平順性就越好。當車輛行駛在凹凸不平的路面上時，車架將會處于扭轉變形狀態(tài)，其扭轉剛度性能即為車架抵抗繞縱向扭轉變形的能力。車架的扭轉剛度性能越強，其抗扭能力越高，車輛的操縱穩(wěn)定性越好。因此，基于車架有限元模型，對車架剛度進行分析十分重要。但對于車架剛度性能的評判目前沒有統(tǒng)一的標準，行業(yè)內(nèi)通常采用的評價方式是以基礎車或標桿車車架剛度為參照進行對比。由于本書所使用的基礎車已取得較好的銷量，因此本書選擇該基礎車車架作為參照比對。

3.2.1　基礎車車架彎曲剛度分析

基礎車車架彎曲剛度有限元分析的邊界與約束條件如圖 3-2所示，約束其左側前懸架彈簧支座 Y、Z方向的平動自由度和右側前懸架彈簧支座 Z方向的平動自由度，約束左側后鋼板彈簧支座中心投影到車架縱梁左側 X、Y、Z方向的平動自由度及其右側后鋼板彈簧支座中心投影到車架縱梁左側 X、Z方向的自動自由度。在前減振器支座與后彈簧支座的 X向中點所對應左 / 右縱梁處 46mm（與后續(xù)試驗的工裝件長度相當）乘以車架寬度的區(qū)域，左 / 右側分別施加垂向載荷 2224N，使車架既能產(chǎn)生足夠的剛度變形，又不至于因載荷過大而產(chǎn)生塑性變形。在對車架彎曲剛度進行仿真分析時所施加的約束邊界和加載方式，應與后續(xù)試驗載荷邊界保持一致。該方法能使彎曲剛度分析具有較高的準確性與合理性。

圖 3-2車架彎曲剛度約束加載示意圖

在車架彎曲剛度仿真分析中，對仿真分析結果進行后處理計算時，以車架縱梁加載力正對縱梁下沿點為中心檢測點，沿著 X方向向前每隔 60mm取 4個點，沿著 X方向向后每隔 60mm取 3個點，一共取 8個點作為檢測點，如圖 3-3所示。計算時分別取左右側 8個點位移最大值作為車架側縱梁的位移值，然后根據(jù)左右側的位移，計算力作用下車架產(chǎn)生的平均位移，再根據(jù)式（3-1），計算車架的彎曲剛度。

圖 3-3車架彎曲剛度仿真分析檢測點示意圖

彎曲剛度計算公式為

式中，Kb為車架彎曲剛度；F為作用于車架縱梁的力；d為車架左右側縱梁檢測點的最大垂向位移平均值。

基于上述邊界條件，利用 Nastran求解器對基礎車車架的彎曲變形進行仿真分析，分析結果如圖 3-4所示。

圖 3-4基礎車車架彎曲變形仿真分析結果圖

對仿真分析結果后處理，得到車架縱梁的 Z向位移平均值為 1.09mm，通過式（3-1）對基礎車車架進行彎曲剛度計算，其彎曲剛度仿真值為 4080.7N/mm。

3.2.2　基礎車車架扭轉剛度分析

車架剛度分析邊界及載荷施加如圖 3-5所示。約束第一橫梁中心 Z向平動自由度，約束左側后鋼板彈簧支座中心投影到車架縱梁左側 X、Y、Z方向的平動自由度及其右側后鋼板彈簧支座中心投影到車架縱梁左側 X、Z方向的自動自由度。在前左 / 右減振器支座處施加 Z向大小相等，方向相反的力，保證施加的力乘以兩點之間的距離所得的力矩等于 3389.54N·m。所施加的力應保證使車架能夠產(chǎn)生一定的扭轉變形，而不至于由于扭轉過小導致后續(xù)讀取數(shù)據(jù)產(chǎn)生較大的誤差，力矩應與后續(xù)試驗所加載的力矩一致，以利于后續(xù)仿真分析結果與試驗測試的對標。

圖 3-5基礎車車架扭轉剛度約束加載示意圖

在對車架扭轉剛度仿真分析結果進行后處理計算時，取前減振器對應縱梁下沿中心點產(chǎn)生的垂向位移，以及后鋼板彈簧前后支座中心所對應縱梁下沿中心點產(chǎn)生的垂向位移為檢測點，檢測點位置如圖 3-6所示。

圖 3-6車架扭轉剛度仿真分析結果檢測點示意圖

根據(jù)幾何定理可知，當角度較小時，存在等式 φ?tanφ，因此計算扭轉剛度的公式可以表示為

式中，Kt為車架的扭轉剛度；φt為車架的扭轉角；T為作用于車架前減振器中心的力矩；Z1為前左減振器支座中心對應的左側縱梁下沿中心處的Z向位移；Z2為前右減振器支座中心對應的右側縱梁下沿中心處的Z向位移；Z3為后左鋼板彈簧中心對應的后縱梁下沿中心處的Z向位移； Z4為后右鋼板彈簧中心對應的后縱梁下沿中心處的Z向位移；Y1為前左/右減振器支座中心對 應的前縱梁處的 Y向距離；Y2為后左 / 右鋼板彈簧中心對應的后縱梁處的 Y向距離。

基于上述邊界條件，利用 Nastran求解器對基礎車車架的扭轉剛度進行仿真分析，分析結果如圖 3-7所示。

圖 3-7基礎車車架扭轉剛度仿真分析結果圖

對結果進行后處理后，得到 Z1為 5.84mm，Z2為?5.82mm，Z3為 0.126mm，Z4為?0.125mm，Y1為 767.87mm，Y2為 1061.026mm，利用式（3-2）即可計算出基礎車車架的扭轉剛度為226.67kN·m/rad。

3.2.3　電動汽車車架剛度性能分析

電動汽車車架的彎曲、扭轉剛度分析的約束邊界、載荷施加均與基礎車車架剛度分析工況一致?；陔妱悠囓嚰苡邢拊Ｐ?，求解后得到的電動汽車車架彎曲剛度位移云圖如圖 3-8所示，電動汽車車架扭轉剛度位移云圖如圖 3-9所示。電動汽車車架彎曲、扭轉剛度后處理選取檢測點的方法及計算方法同前述基礎車車架的方法一致。通過式（3-1）和（3-2），計算得到電動汽車車架的彎曲剛度為 3706.6N/mm，相對于基礎車車架彎曲剛度下降了 9.1%，電動汽車扭轉剛度為 207.71kN·m/rad，相對于基礎車車架扭轉剛度，電動汽車車架扭轉剛度下降了8.36%。與基礎車車架剛度相比，電動汽車車架的彎曲、扭轉剛度下降均在 10% 以內(nèi)，電動汽車車架剛度性能下降較小，在可接受范圍之內(nèi)。

圖3-8  電動汽車車架彎曲剛度位移云圖

圖3-9電動汽車車架扭轉剛度位移云圖

內(nèi)容簡介：本書以新能源汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展狀況為背景，總結新能源汽車開發(fā)過程中存在的問題，并以車架結構性能為分析目標，層層遞進引入研究相關的理論基礎、技術方案、設計方法及其發(fā)展趨勢。具體來說，本書根據(jù)產(chǎn)品開發(fā)流程介紹了新能源汽車的發(fā)展背景、相關的軟件、硬件及算法基礎。在此基礎上，本書沿著新能源汽車開發(fā)的技術路線，結合多體動力學與有限元法，重點介紹了車架的載荷獲取方法以及結構性能分析方法，并基于車架結構性能的分析，對車架多性能匹配的優(yōu)化策略進行研究，建立了適用于電動汽車車架的多目標優(yōu)化方法及流程，為電動汽車車架的開發(fā)提供技術支持和理論依據(jù)。另外，本書還介紹了上述開發(fā)及測試所用的工具及操作流程，幫助讀者進行實踐。最后，本書展望了新能源汽車技術未來的發(fā)展趨勢以及需要解決的問題。

本書適用于對新能源汽車結構設計及優(yōu)化技術感興趣的讀者，包括開發(fā)人員、設計人員、科研工作者等。本書還適用于有相關知識背景的從業(yè)人員。

作者簡介

余禎琦：博士、高級工程師、九三學社社員。以第一作者發(fā)表SCI論文1篇，EI論文3篇，以第一發(fā)明人授權發(fā)明專利2項，參與完成國家自然科學基金1項，參與完成多項企業(yè)乘、商用車型開發(fā)，獲得中國數(shù)字仿真科技卓越應用獎1項、企業(yè)科技進步二等獎2項、三等獎1項、科技創(chuàng)新大賽優(yōu)勝獎1項、優(yōu)秀創(chuàng)新團隊稱號1次。

本書由機械工業(yè)出版社出版，本文經(jīng)出版方授權發(fā)布。