電動(dòng)非承載式汽車車架作為電動(dòng)汽車的重要部件，由于其在工作時(shí)承受了大部分整車部件的質(zhì)量，因此車架將產(chǎn)生一定程度的彎曲與扭轉(zhuǎn)變形。并且，來自不平路面的激勵(lì)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(shí)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(qiáng)度性能和疲勞性能，這些性能對(duì)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(jié)構(gòu)性能，其性能的好壞直接影響整車綜合品質(zhì)的優(yōu)劣。本章將基于第 2章建立的有限元模型和多體動(dòng)力學(xué)模型，完成對(duì)電動(dòng)汽車車架各個(gè)性能的有限元分析。分析結(jié)論將為后續(xù)的電動(dòng)汽車車架結(jié)構(gòu)優(yōu)化工作打下基礎(chǔ)，電動(dòng)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(shè)計(jì) 結(jié)構(gòu)性能與多目標(biāo)協(xié)同優(yōu)化研究》，由機(jī)械工業(yè)出版社出版

本書適用于對(duì)新能源汽車結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及優(yōu)化技術(shù)感興趣的讀者，包括開發(fā)人員、設(shè)計(jì)人員、科研工作者等。本書還適用于有相關(guān)知識(shí)背景的從業(yè)人員。 

《新能源汽車車架設(shè)計(jì) 結(jié)構(gòu)性能與多目標(biāo)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(guó)內(nèi)外相關(guān)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(biāo)優(yōu)化研究8

1.3　研究?jī)r(jià)值分析11

1.4　主要內(nèi)容概述11

1.4.1　主要研究?jī)?nèi)容11

1.4.2　主要分析內(nèi)容12

第2章　多體動(dòng)力學(xué)模型的建立與驗(yàn)證13

2.1　整車多體動(dòng)力學(xué)模型建立的理論基礎(chǔ)13

2.2　基礎(chǔ)車前懸架多體動(dòng)力學(xué)模型建立與驗(yàn)證15

2.2.1　基礎(chǔ)車前懸架多體動(dòng)力學(xué)模型的建立15

2.2.2　基礎(chǔ)車前懸架多體動(dòng)力學(xué)模型的驗(yàn)證17

2.3　基礎(chǔ)車后懸架多體動(dòng)力學(xué)模型建立與驗(yàn)證20

2.3.1　基礎(chǔ)車后懸架多體動(dòng)力學(xué)模型的建立20

2.3.2　基礎(chǔ)車后懸架多體動(dòng)力學(xué)模型的驗(yàn)證21

2.4　基礎(chǔ)車多體動(dòng)力學(xué)模型建立與驗(yàn)證22

2.4.1　基礎(chǔ)車車架柔性體的建立22

2.4.2　基礎(chǔ)車多體動(dòng)力學(xué)模型的建立28

2.4.3　基礎(chǔ)車多體動(dòng)力學(xué)模型的驗(yàn)證29

2.5　電動(dòng)汽車多體動(dòng)力學(xué)模型的建立32

2.5.1　電動(dòng)汽車動(dòng)力學(xué)模型的建立32

2.5.2　電動(dòng)汽車強(qiáng)度載荷分解多體動(dòng)力學(xué)模型的建立33

2.5.3　電動(dòng)汽車疲勞載荷分解多體動(dòng)力學(xué)模型的建立34

2.6　本章小結(jié)34

第3章　電動(dòng)汽車車架結(jié)構(gòu)性能的研究35

3.1　電動(dòng)汽車車架模態(tài)性能分析35

3.2　電動(dòng)汽車車架剛度性能分析與對(duì)比36

3.2.1　基礎(chǔ)車車架彎曲剛度分析37

3.2.2　基礎(chǔ)車車架扭轉(zhuǎn)剛度分析38

3.2.3　電動(dòng)汽車車架剛度性能分析40

3.3　電動(dòng)汽車車架強(qiáng)度性能分析40

3.3.1　電動(dòng)汽車車架強(qiáng)度載荷的獲取40

3.3.2　電動(dòng)汽車車架強(qiáng)度分析方法44

3.3.3　電動(dòng)汽車車架靜態(tài)工況強(qiáng)度分析48

3.3.4　電動(dòng)汽車車架制動(dòng)工況強(qiáng)度分析50

3.3.5　電動(dòng)汽車車架上跳工況強(qiáng)度分析52

3.3.6　電動(dòng)汽車車架轉(zhuǎn)彎工況強(qiáng)度分析54

3.3.7　電動(dòng)汽車車架轉(zhuǎn)彎制動(dòng)工況強(qiáng)度分析56

3.3.8　電動(dòng)汽車車架后制動(dòng)工況強(qiáng)度分析58

3.3.9　電動(dòng)汽車車架車輪上抬工況強(qiáng)度分析60

3.4　電動(dòng)汽車車架路譜疲勞性能分析62

3.4.1　疲勞累計(jì)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(dòng)汽車車架疲勞載荷的獲取78

3.4.7　電動(dòng)汽車車架疲勞性能的分析81

3.5　本章小結(jié)82

第4章　電動(dòng)汽車車架多目標(biāo)優(yōu)化83

4.1　電動(dòng)汽車車架參數(shù)化建模84

4.1.1　網(wǎng)格變形技術(shù)84

4.1.2　參數(shù)化模型的建立84

4.2　電動(dòng)汽車車架多目標(biāo)優(yōu)化91

4.2.1　試驗(yàn)設(shè)計(jì)方法91

4.2.2　設(shè)計(jì)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(biāo)優(yōu)化分析108

4.3　電動(dòng)汽車車架優(yōu)化前后性能對(duì)比分析111

4.3.1　模態(tài)性能對(duì)比分析111

4.3.2　剛度性能對(duì)比分析112

4.3.3　強(qiáng)度性能對(duì)比分析113

4.3.4　疲勞性能對(duì)比分析116

4.3.5　質(zhì)量屬性對(duì)比分析117

4.4　本章小結(jié)118

第5章　電動(dòng)汽車車架試驗(yàn)驗(yàn)證119

5.1　車架臺(tái)架試驗(yàn)驗(yàn)證119

5.1.1　模態(tài)試驗(yàn)119

5.1.2　剛度試驗(yàn)120

5.2　整車道路耐久試驗(yàn)驗(yàn)證123

5.2.1　試驗(yàn)準(zhǔn)備123

5.2.2　試驗(yàn)方法123

5.2.3　試驗(yàn)結(jié)果125

5.3　本章小結(jié)127

第6章　總結(jié)與展望128

6.1　總結(jié)128

6.2　主要研究?jī)r(jià)值129

6.3　研究成果的拓展129

6.4　未來技術(shù)發(fā)展分析130

6.4.1　模塊化車架的設(shè)計(jì)130

6.4.2　新材料的應(yīng)用130

6.4.3　新技術(shù)的融合131

參考文獻(xiàn)133

3.3電動(dòng)汽車車架強(qiáng)度性能分析

3.3.1　電動(dòng)汽車車架強(qiáng)度載荷的獲取

電動(dòng)汽車在不同的路面上行駛時(shí)，車架的變形狀態(tài)不同，受力也比較復(fù)雜。引起車架強(qiáng)度失效的極限工況主要有制動(dòng)工況、轉(zhuǎn)彎工況、轉(zhuǎn)彎制動(dòng)工況、上跳工況、上抬工況及扭曲工況等。在工程應(yīng)用中，不同的企業(yè)和研究人員對(duì)車架強(qiáng)度工況的定義也有差異。強(qiáng)度工況定義的標(biāo)準(zhǔn)對(duì)車架的設(shè)計(jì)開發(fā)起著關(guān)鍵性作用，合理的強(qiáng)度工況定義可以為車架的強(qiáng)度性能分析和優(yōu)化打下堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。

本書對(duì)電動(dòng)汽車車架的典型工況的定義，主要包括以下幾種工況：①靜態(tài)工況，考察車架在滿載靜止?fàn)顟B(tài)下的整體性能；②上跳   3.5g工況，考察車架在車輛滿載過坑洼路時(shí)的整體抗變形能力；③制動(dòng) 1.2g工況，考察車架在車輛滿載時(shí)的整體縱向強(qiáng)度性能；④轉(zhuǎn)彎 1.2g工況， 考察車架在車輛滿載時(shí)的側(cè)向強(qiáng)度性能；⑤轉(zhuǎn)彎 0.74g?制動(dòng) 0.74g工況，考察車架在車輛滿載時(shí)的縱向和橫向綜合強(qiáng)度性能；⑥后制動(dòng) 1.0g工況，考察車架后端在車輛滿載時(shí)的負(fù)縱向強(qiáng)度性能；⑦左前右后車輪上抬 120mm工況，考察車架在車輛滿載時(shí)及車架整體受扭轉(zhuǎn)時(shí)的強(qiáng)度性能。

目前大多數(shù)強(qiáng)度載荷提取的方法采用準(zhǔn)靜態(tài)分析法以及重力場(chǎng)加載法，但這兩種方法對(duì)于工程應(yīng)用均不能完全反映實(shí)車在各典型工況中各零部件的受力形式，有一定的局限性。因此本書基于整車在典型工況中實(shí)際受力形式，通過載荷分解獲取車架的強(qiáng)度載荷。該方法在獲取整車在典型工況中受外力大小的基礎(chǔ)上，結(jié)合ADAMS多體動(dòng)力學(xué)模型求解車架各外連點(diǎn)上力的大小。其中制動(dòng)工況、轉(zhuǎn)彎工況、轉(zhuǎn)彎制動(dòng)工況可以通過力學(xué)理論和電動(dòng)汽車滿載狀態(tài)下相關(guān)設(shè)計(jì)參數(shù)，便可計(jì)算得到整車所受外力，即加載于電動(dòng)汽車多體動(dòng)力學(xué)模型中輪胎接地點(diǎn)處的 力，電動(dòng)汽車整車設(shè)計(jì)參數(shù)見表3-2。而其他工況可直接在電動(dòng)汽車多體動(dòng)力學(xué)模型中加載，無須計(jì)算整車在輪胎接地點(diǎn)的外力大小。因此，本節(jié)重點(diǎn)研究分析整車所受外力的大小，為車架強(qiáng)度載荷的提取提供數(shù)據(jù)支持。

表 3-2電動(dòng)汽車整車設(shè)計(jì)參數(shù)

項(xiàng)目參數(shù)項(xiàng)目參數(shù)滿載前軸荷 /kg1352前輪距 /mm1570滿載后軸荷 /kg1935后輪距 /mm1570滿載總質(zhì)量 /kg3287軸距 /mm3085整車質(zhì)心高度 /mm737質(zhì)心距前軸距離 /mm2252.6

（1）制動(dòng)工況力學(xué)分析 整車在制動(dòng)工況中主要受來自地面的縱向摩擦力。如圖 3-10所示，整車在靜止?fàn)顟B(tài)時(shí)，整車質(zhì)量等于前后軸荷之和，即

式中，M為整車質(zhì)量；g為重力加速度；Fzf為前軸荷垂向力；Fzr為后軸荷垂向力。由力矩平衡原理可得到質(zhì)心與前軸荷的關(guān)系，b為整車質(zhì)心距后軸的距離，L為整車軸距，則有

制動(dòng)工況下整車受力如圖 3-11所示，整車質(zhì)心發(fā)生前移，前后軸發(fā)生質(zhì)量為 Δm的轉(zhuǎn)移，后軸荷 ΔG?Δm·g轉(zhuǎn)移到前軸，質(zhì)心處產(chǎn)生與前、后制動(dòng)力相平衡的慣性力 Max，可得整車縱向平衡關(guān)系為

此時(shí)，由于軸荷轉(zhuǎn)移，垂向力平衡關(guān)系可變?yōu)?

圖3-10  整車靜止?fàn)顟B(tài)受力

圖3-11制動(dòng)工況下整車受力

當(dāng)沒有制動(dòng)力時(shí)，原有的平衡狀態(tài)仍然保持不變，其力學(xué)關(guān)系與整車靜止?fàn)顟B(tài)相同。通過力與力矩平衡關(guān)系，并基于式（3-3）及式（3-4）可得出前后輪胎在制動(dòng)過程中產(chǎn)生的軸荷轉(zhuǎn)移 ΔG的公式為

由式（3-7），可求得 Δm，h表示整車質(zhì)心高度。

假設(shè)前軸在靜止?fàn)顟B(tài)下左右軸荷相等（實(shí)際整車設(shè)計(jì)過程中左右軸荷也是相近的），可得到在制動(dòng)加速度為 ax的情況下，前軸荷輪胎所受縱向力為

由于整車在制動(dòng)時(shí)，總質(zhì)量不變，軸荷由后軸轉(zhuǎn)移到前軸，后軸荷變小，此時(shí)，后軸輪胎所受的縱向力為

基于以上公式，將表 3-2中電動(dòng)汽車整車設(shè)計(jì)參數(shù)代入，可求得假設(shè)整車在做 1.2g制動(dòng)加速度時(shí)，前后輪胎所受的縱向力：前輪單邊縱向受力 Fxf?12416.8N，后輪單邊縱向受力 Fxr?6910.8N。將計(jì)算得到的車輪所受的縱向力，施加在電動(dòng)汽車多體動(dòng)力學(xué)模型車輪接地點(diǎn)處，整車將根據(jù)施加的縱向力進(jìn)行動(dòng)態(tài)平衡仿真求解，仿真分析縱向力加載示意圖如圖 3-12所示。通過后處理可知，整車質(zhì)心處產(chǎn)生了 1.21g的縱向加速度，輸出結(jié)果如圖 3-13所示，與設(shè)定的整車制動(dòng)加速度 1.2g幾乎相同。根據(jù)仿真驗(yàn)證結(jié)果，說明整車在制動(dòng)工況下，電動(dòng)汽車整車受力理論計(jì)算的準(zhǔn)確性。

圖 3-12整車制動(dòng)工況仿真分析縱向力加載示意圖

圖 3-13后處理整車質(zhì)心縱向加速度輸出結(jié)果

（2）轉(zhuǎn)彎工況的力學(xué)分析 

整車在轉(zhuǎn)彎過程中，后懸架受力示意圖如圖 3-14所示。整車質(zhì)心的偏移主要發(fā)生在左右車輪方向上，軸荷的轉(zhuǎn)移主要體現(xiàn)在左右車輪之間。

與制動(dòng)工況同理，通過力與力矩平衡，可計(jì)算得出在轉(zhuǎn)彎向心加速度的 y向分量為 ay的情況下，左右輪軸荷轉(zhuǎn)移質(zhì)量為（以前輪為例）

圖3-14　轉(zhuǎn)彎工況后懸架受力示意圖

式中，LR為后輪距；LF為前輪距；ZF為質(zhì)心距前軸的距離；b為質(zhì)心距后軸的距離。假設(shè)整車向右轉(zhuǎn)彎，則左右車輪在制動(dòng)過程中產(chǎn)生的側(cè)向力為

式中，F(xiàn)yfl為左前車輪所受的側(cè)向力。在右轉(zhuǎn)彎過程中，軸荷由右前車輪轉(zhuǎn)移至左前車輪，則右前車輪所受的側(cè)向力為

式中，F(xiàn)yfr為右前車輪所受的側(cè)向力。同理可得，左后車輪在轉(zhuǎn)彎工況所受的側(cè)向力為

右后車輪在轉(zhuǎn)彎工況所受的側(cè)向力為

通過以上公式及表 3-2可求得，車輪在以 ay?1g加速度轉(zhuǎn)彎時(shí)，左前輪側(cè)向力 Fyfl=9914.1N，右前輪側(cè)向力 Fyfr=3335.5N，左后輪側(cè)向力 Fyrl=18383.2N，右后輪側(cè)向力 Fyrr=579.8N。

將計(jì)算得到的車輪所受的側(cè)向力，施加在多體動(dòng)力學(xué)模型車輪接地點(diǎn)處，整車將根據(jù)施加的側(cè)向力進(jìn)行動(dòng)態(tài)平衡仿真求解，仿真分析側(cè)向力加載示意圖如圖 3-15所示。通過后處理可知，整車質(zhì)心處產(chǎn)生了 1.0g的側(cè)向加速度，輸出結(jié)果如圖 3-16所示。根據(jù)仿真驗(yàn)證結(jié)果，說明整車在轉(zhuǎn)彎工況下，電動(dòng)汽車整車受力理論推導(dǎo)的準(zhǔn)確性。

圖 3-15整車轉(zhuǎn)彎工況仿真分析側(cè)向力加載示意圖

圖 3-16后處理整車質(zhì)心側(cè)向加速度輸出結(jié)果

上述公式基于力學(xué)理論，從理想狀態(tài)推導(dǎo)得出軸荷轉(zhuǎn)移量，整車的仿真結(jié)果也僅從理想狀態(tài)進(jìn)行分析得出，并沒有考慮到該工況下整車結(jié)構(gòu)之間相互作用以及風(fēng)阻等實(shí)際情況對(duì)軸荷轉(zhuǎn)移質(zhì)量的影響。因此本書引入了“軸荷影響系數(shù)”的概念，用符號(hào)λ表示。根據(jù)上文計(jì)算推導(dǎo)，在實(shí)際對(duì)強(qiáng)度載荷開展分解過程中，應(yīng)以 ΔGnew=λ·ΔG作為軸荷的輸入條件進(jìn)行電動(dòng)汽車車架強(qiáng)度載荷的求解，λ的取值范圍為 1.0~1.1，在后續(xù)的整車受力計(jì)算過程中取λ=1.03。

（3）轉(zhuǎn)彎制動(dòng)工況的力學(xué)分析 

車輛的轉(zhuǎn)彎制動(dòng)工況即為上述轉(zhuǎn)彎工況及制動(dòng)工況的復(fù)合工況，車輪受力的計(jì)算為兩個(gè)工況各方向上力的疊加。根據(jù)上述的強(qiáng)度載荷分解方法，即可獲得車架各個(gè)外連點(diǎn)位置處的力和力矩，這種方法比較準(zhǔn)確地反映了實(shí)車在制動(dòng)、轉(zhuǎn)彎及轉(zhuǎn)彎制動(dòng)工況的受力情況?？梢詼?zhǔn)確獲取各安裝點(diǎn)的載荷。

上文定義的強(qiáng)度典型工況基本能反映車架在極限狀態(tài)下的受力和強(qiáng)度性能。本書以這些工況為依據(jù)，采用多體動(dòng)力學(xué)模型獲取的強(qiáng)度工況載荷，分別對(duì)電動(dòng)汽車車架進(jìn)行多強(qiáng)度工況的分析，以獲取其不同強(qiáng)度工況下的強(qiáng)度性能，并對(duì)其進(jìn)行風(fēng)險(xiǎn)預(yù)判。

3.3.2　電動(dòng)汽車車架強(qiáng)度分析方法

車輛在行駛過程中，車架一直處于運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，車架的約束和邊界條件難以定義，采用約束車架某些連接點(diǎn)的方式施加載荷，會(huì)造成車架受力狀態(tài)與實(shí)際情況不符。而慣性釋放法基于加載慣性力來平衡外部載荷，使其達(dá)到平衡，再對(duì)其求解應(yīng)力分布。慣性釋放法的力平衡方程可表示為

式中，{F} 為有限元單元節(jié)點(diǎn)的外載荷矩陣；為有限元單元節(jié)點(diǎn)加速度矩陣；M為質(zhì)量矩陣。通過求解式（3-16）即可得到各個(gè)節(jié)點(diǎn)上為保持平衡所需的節(jié)點(diǎn)加速度和慣性力，再把節(jié)點(diǎn)的慣性力作為外部載荷加載到節(jié)點(diǎn)上，由此構(gòu)造一個(gè)自平衡力系。由于外部載荷均由各個(gè)節(jié)點(diǎn)的加速度載荷開展平衡，其約束點(diǎn)的制動(dòng)反力均為零，可降低約束點(diǎn)對(duì)應(yīng)力結(jié)果的影響，提升計(jì)算精度，獲取更合理的應(yīng)力結(jié)果。如果將慣性載荷視作一種外部載荷，則系統(tǒng)在恒定加速度狀態(tài)下，其外部載荷不變，其慣性載荷也不會(huì)變，即達(dá)到靜力平衡狀態(tài)。

對(duì)于單元節(jié)點(diǎn)數(shù)為 n的車架有限元模型，在各個(gè)方向的合載荷可表示為

式中，f為載荷集中力；m為載荷力矩；i為第 i個(gè)節(jié)點(diǎn)；x、y和 z為載荷方向。以結(jié)構(gòu)重心為目標(biāo)，則外部載荷在重心位置的等效載荷為

式中，F(xiàn)t為集中力載荷；Mr為集中力矩；Ft與原載荷中的集中力相同，表示為

集中力矩 Mr分為兩部分，一部分為原載荷中的力矩，另一部分為原載荷中的集中力相對(duì)結(jié)構(gòu)重心產(chǎn)生的力矩，見式（3-20）。

式中，F(xiàn)t為集中力載荷；Δxi、Δyi和 Δzi分別為第 i個(gè)節(jié)點(diǎn)距離結(jié)構(gòu)重心的坐標(biāo)差值。

若結(jié)構(gòu)整體質(zhì)量為 m，相對(duì)重心的結(jié)構(gòu)慣性力矩矩陣為 I，則結(jié)構(gòu)整體的平動(dòng)加速度 at和轉(zhuǎn)動(dòng)加速度 ar分別為

則第 i個(gè)節(jié)點(diǎn)上的加速度向量為

式中，ri為第 i個(gè)節(jié)點(diǎn)到重心的坐標(biāo)矢量。因此，第 i個(gè)節(jié)點(diǎn)上的慣性載荷為

式中，Mi為第 i個(gè)節(jié)點(diǎn)相連單元質(zhì)量矩陣在該節(jié)點(diǎn)上的分配累加。第 i個(gè)節(jié)點(diǎn)上的合載荷為

由式（3-16）、（3-17）可得第 i個(gè)節(jié)點(diǎn)新的載荷為

車架所受載荷主要通過各個(gè)外連點(diǎn)傳遞，由于不需要定義車架的約束邊界，需避免外在條件對(duì)車架應(yīng)力分布的影響。根據(jù)各個(gè)節(jié)點(diǎn)新的載荷，生成結(jié)構(gòu)的新載荷向量，在原結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上施加虛約束便可進(jìn)行慣性釋放分析計(jì)算，從而獲取更加準(zhǔn)確的強(qiáng)度結(jié)果。

考察車架的強(qiáng)度性能時(shí)，需要兼顧材料的非線性。針對(duì)非線性問題，其外部載荷不能一次性加載，而需要采用增量方式，即先給定一個(gè)試載荷

λfext，在外載荷為λfext的情況下計(jì)算材料應(yīng)變，即

式中，fint(u) 為節(jié)點(diǎn)內(nèi)向量；u為非線性函數(shù)；fext為外部載荷。

在求解完式（3-27）后再改變λ，進(jìn)行下一個(gè)載荷增量步的計(jì)算直至全部載荷被加上。基于迭代法更改 u的值計(jì)算 fint(u)，進(jìn)而根據(jù)殘差的向量判斷解的收斂情況，殘差的計(jì)算見式（3-28）。

因此本書下文將基于 Abaqus求解軟件，采用慣性釋放法結(jié)合不同工況下車架所受載荷，并依據(jù)第四強(qiáng)度理論對(duì)電動(dòng)汽車車架進(jìn)行多工況強(qiáng)度性能分析。車架的強(qiáng)度性能分析主要包含兩方面內(nèi)容：一是車架在不同工況中所產(chǎn)生的最大 VonMises等效應(yīng)力（以下簡(jiǎn)稱“Mises應(yīng)力”）位置，判斷車架整體受力是否合理，同時(shí)可以作為初步判斷最大 Mises應(yīng)力位置處是否存在結(jié)構(gòu)失效風(fēng)險(xiǎn)的依據(jù)。二是車架整體的等效塑性應(yīng)變，等效塑性應(yīng)變的產(chǎn)生與材料性能相關(guān)，通 過拉伸試驗(yàn)可以獲得材料的應(yīng)力- 應(yīng)變曲線。根據(jù)該曲線和 Mises應(yīng)力可以反映出材料在塑性屈服后的應(yīng)變狀態(tài)。車架結(jié)構(gòu)由不同性能的材料組成，材料性能由企業(yè)通過 GB/T228.1—2021《金屬材料 拉伸試驗(yàn) 第 1部分：室溫試驗(yàn)方法》測(cè)得后提供，各材料應(yīng)力- 應(yīng)變曲線如圖 3-17所示。最大應(yīng)力位置不一定是產(chǎn)生最大塑性應(yīng)變的位置，由此可以找到除最大應(yīng)力位置以外采用其他材料位置可能的失效風(fēng)險(xiǎn)。

圖 3-17車架各材料的應(yīng)力 - 應(yīng)變曲線

對(duì)車架強(qiáng)度性能的評(píng)判標(biāo)準(zhǔn)為：車架的最大 Mises應(yīng)力允許超過材料的屈服強(qiáng)度，但最大等效塑性變形不超過 1%。

3.3.3　電動(dòng)汽車車架靜態(tài)工況強(qiáng)度分析

通過對(duì)建立的電動(dòng)汽車強(qiáng)度載荷分解動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行滿載靜態(tài)工況求解，可以獲得電動(dòng)汽車車架在靜態(tài)工況時(shí)的載荷，見表 3-3。其中 FX表示車架外連點(diǎn)在 X方向的力，F(xiàn)Y表示車架外連點(diǎn)在 Y方向的力，F(xiàn)Z表示車架外連點(diǎn)在 Z方向的力，力的單位為 N。TX表示車架外連點(diǎn)在 X方向的力矩，TY表示車架外連點(diǎn)在 Y方向的力矩，TZ表示車架外連點(diǎn)在 Z方向的力矩，力矩的單位為 N·mm。

表 3-3電動(dòng)汽車車架在靜態(tài)工況時(shí)的載荷

外連點(diǎn)名稱FXFYFZTXTYTZ上擺臂左前安裝點(diǎn)-43243-19-241-81188上擺臂右前安裝點(diǎn)-43-201-18-4108-84428上擺臂左后安裝點(diǎn)-46664-43-2426880上擺臂右后安裝點(diǎn)-47-483-51-411974425下擺臂左后安裝點(diǎn)26-1406-1516-181561-600下擺臂右后安裝點(diǎn)381205-1475-3575392458下擺臂左前安裝點(diǎn)-39-1182-256844708-405下擺臂右前安裝點(diǎn)-201070-2479-3401526225前懸架左上跳限位塊安裝點(diǎn)000000前懸架右上跳限位塊安裝點(diǎn)000000橫向穩(wěn)定桿左安裝點(diǎn)7-5428-529-1-67橫向穩(wěn)定桿右安裝點(diǎn)-3-5-506-9400328轉(zhuǎn)向器左安裝點(diǎn)-15-17-593838228840轉(zhuǎn)向器右安裝點(diǎn)-2990-2-3668257950前懸架減振器左上安裝點(diǎn)1012988802502235?35前懸架減振器右上安裝點(diǎn)4-12278441-55218026后懸架減振器左上安裝點(diǎn)-190-2-88340532后懸架減振器右上安裝點(diǎn)10-10-50-758-9電機(jī)總成前左安裝點(diǎn)20-271341991632-12電機(jī)總成前右安裝點(diǎn)2720193-1416526電機(jī)總成后安裝點(diǎn)-212-15522315935傳動(dòng)軸中間吊掛點(diǎn)3-1-147000車身前左安裝點(diǎn)-101-107-1030-1803-1283-10車身前右安裝點(diǎn)?149-8142559-2727車身中左安裝點(diǎn)27-60-1761-4849-1525-7車身中右安裝點(diǎn)7947-14745194-6977車身后左安裝點(diǎn)6847-2564-58662609-25車身后右安裝點(diǎn)156-28-27125812378729貨箱前左安裝點(diǎn)?4824-17881999-2274-6

（續(xù)）外連點(diǎn)名稱FXFYFZTXTYTZ貨箱前右安裝點(diǎn)24-154-12181838-104914貨箱中左安裝點(diǎn)49158-1775-48056632貨箱中右安裝點(diǎn)118-144-1418614317689貨箱后左安裝點(diǎn)2303-1836-6163-2514貨箱后右安裝點(diǎn)59-233-159368917738鋼板彈簧前卷耳左安裝點(diǎn)48475329-6216-24924-773鋼板彈簧前卷耳右安裝點(diǎn)-87874926-5568-22442-673鋼板彈簧后擺耳左安裝點(diǎn)-149-254913-6487559-302鋼板彈簧后擺耳右安裝點(diǎn)-217-134672-1871814-262

靜態(tài)工況分析的目的在于，通過分析結(jié)果可以間接判斷有限元模型的準(zhǔn)確性和多體動(dòng)力學(xué)模型獲取載荷的正確性?；谏鲜鰞?nèi)容，對(duì)該電動(dòng)汽車車架進(jìn)行靜態(tài)工況的強(qiáng)度性能分析。圖 3-18所示為電動(dòng)汽車車架在靜態(tài)工況時(shí)的應(yīng)力分布云圖。由圖 3-18可知，該電動(dòng)汽車車架在靜態(tài)工況時(shí)的最大 VonMises應(yīng)力（以下簡(jiǎn)稱“最大應(yīng)力”）為 185.5MPa，其最大應(yīng)力點(diǎn)位于前減振器處，并低于該處材料的屈服強(qiáng)度。

圖 3-18電動(dòng)汽車車架在靜態(tài)工況時(shí)的應(yīng)力分布云圖

圖 3-19所示為電動(dòng)汽車車架在靜態(tài)工況時(shí)的等效塑性變形圖。由圖 3-19可知，該電動(dòng)汽車車架在靜態(tài)工況時(shí)完全不產(chǎn)生等效塑性變形，與實(shí)際情況相吻合。

圖 3-19電動(dòng)汽車車架在靜態(tài)工況時(shí)的等效塑性變形圖

3.3.4　電動(dòng)汽車車架制動(dòng)工況強(qiáng)度分析

通過制動(dòng)工況下整車受力計(jì)算方法及 ΔGnew的取值，獲取電動(dòng)汽車強(qiáng)度載荷分解動(dòng)力學(xué)模型的四輪胎縱向加載力，求解獲得電動(dòng)汽車車架在制動(dòng)工況時(shí)的載荷，具體見表   3-4?；诖塑嚰茌d荷，電動(dòng)汽車車架在制動(dòng)工況時(shí)的應(yīng)力分布云圖如圖 3-20所示。該電動(dòng)汽車車架在制動(dòng)工況時(shí)產(chǎn)生的最大應(yīng)力為 453.6MPa，其應(yīng)力集中點(diǎn)位于左前下擺臂的折彎倒角處，并且應(yīng)力峰值未超過最大應(yīng)力位置處的材料屈服強(qiáng)度。但由于車輛在制動(dòng)工況時(shí)，整車軸荷重心會(huì)向前偏移，導(dǎo)致車架前端的受力偏大，而前端主要受力部位為下擺臂。其縱向強(qiáng)度性能偏弱，安全系數(shù)較低。

表 3-4電動(dòng)汽車車架在制動(dòng)工況時(shí)的載荷

外連點(diǎn)名稱FXFYFZTXTYTZ上擺臂左前安裝點(diǎn)-37415805-1758-47451-18158-44411上擺臂右前安裝點(diǎn)-3708-5794-160944374-1685844635上擺臂左后安裝點(diǎn)-3368-38252239-391531344830962上擺臂右后安裝點(diǎn)-3362399021633597912901-31825下擺臂左后安裝點(diǎn)414817297-5283-5484536219111675下擺臂右后安裝點(diǎn)4117-17297-43164966529400-111580下擺臂左前安裝點(diǎn)15727-18789-905-2753815452-38325下擺臂右前安裝點(diǎn)1553218640-1065247701619537893前懸架左上跳限位塊安裝點(diǎn)-389-1832268-6489308041377前懸架右上跳限位塊安裝點(diǎn)-198941170334215885-708橫向穩(wěn)定桿左安裝點(diǎn)-2742983561664橫向穩(wěn)定桿右安裝點(diǎn)-1288-390-1657-4-223轉(zhuǎn)向器左安裝點(diǎn)13-3513212786-11096242轉(zhuǎn)向器右安裝點(diǎn)13560210-10362-11261-759前懸架減振器左上安裝點(diǎn)-3561780122172472-4895754前懸架減振器右上安裝點(diǎn)-353-173911972-2267-4868-744后懸架減振器左上安裝點(diǎn)-170-6-37-104213后懸架減振器右上安裝點(diǎn)-151-8-42-1858-8傳動(dòng)軸中間吊掛點(diǎn)-183-1-144001車身前左安裝點(diǎn)-2189-302-77025537242109車身前右安裝點(diǎn)-2097241-562-9058439-115車身中左安裝點(diǎn)-2206-94-3236-7980-413744車身中右安裝點(diǎn)-216832-29488551-3211-48車身后左安裝點(diǎn)-22854-1242-14791077車身后右安裝點(diǎn)-2214-62-133317701011-12貨箱前左安裝點(diǎn)-315296-29233123-1184710

（續(xù)）外連點(diǎn)名稱FXFYFZTXTYTZ貨箱前右安裝點(diǎn)-264529-2446691-10676-8貨箱中左安裝點(diǎn)-156276-1362-2398-7035114貨箱中右安裝點(diǎn)-1145-75-10293574-5269-89貨箱后左安裝點(diǎn)-1231192-954-2915-8537174貨箱后右安裝點(diǎn)-1011-149-7183002-6824-148鋼板彈簧前卷耳左安裝點(diǎn)606442832-38917476170鋼板彈簧前卷耳右安裝點(diǎn)595711638-38829071-184鋼板彈簧后擺耳左安裝點(diǎn)-592134741-46246126鋼板彈簧后擺耳右安裝點(diǎn)-5761745613014768405

圖 3-20    電動(dòng)汽車車架在制動(dòng)工況時(shí)的應(yīng)力分布云圖

圖 3-21所示為電動(dòng)汽車車架在制動(dòng)工況時(shí)的等效塑性變形圖。由圖 3-21可知，該電動(dòng)汽車車架在制動(dòng)工況時(shí)的最大塑性應(yīng)變?yōu)?nbsp;1.2%，最大塑性應(yīng)變位于第二橫梁與縱梁連接支架處，與最大應(yīng)力產(chǎn)生的位置不同。由于整車軸荷發(fā)生前移，并且該連接支架的材料性能相對(duì)于周邊零部件偏低，因此使車架前端產(chǎn)生比較大的作用力。在制動(dòng)工況時(shí)，車架的最大塑性應(yīng)變值大于強(qiáng)度性能的評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn) 1%，其前端抗 Y向彎曲的強(qiáng)度性能不足，可能導(dǎo)致后期疲勞失效，降低車架的穩(wěn)定性，不滿足強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求，后續(xù)需要對(duì)該工況進(jìn)行優(yōu)化。

圖 3-21電動(dòng)汽車車架在制動(dòng)工況時(shí)的等效塑性變形圖

3.3.5　電動(dòng)汽車車架上跳工況強(qiáng)度分析

通過對(duì)電動(dòng)汽車多體動(dòng)力學(xué)模型施加整車重力場(chǎng)加速度 3.5g，計(jì)算得出電動(dòng)汽車車架在上跳工況時(shí)的載荷，見表 3-5?；谠撦d荷及其有限元模型，對(duì)該電動(dòng)汽車車架進(jìn)行上跳工況的強(qiáng)度性能分析。圖 3-22所示為電動(dòng)汽車車架在上跳工況時(shí)的應(yīng)力分布云圖。由圖 3-22可知，該電動(dòng)汽車車架在上跳工況時(shí)的最大應(yīng)力為 470.1MPa，其應(yīng)力峰值略高于材料屈服極限。其應(yīng)力集中點(diǎn)位于貨箱前左安裝支架，這是由于車輛在上跳工況時(shí)，貨箱及其貨物的重心上移，對(duì)貨箱支架產(chǎn)生較大的作用力，致使其應(yīng)力偏大，應(yīng)力分布符合實(shí)際情況。

表 3-5電動(dòng)汽車車架在上跳工況時(shí)的載荷

外連點(diǎn)名稱FXFYFZTXTYTZ上擺臂左前安裝點(diǎn)-141558-188-54678-12146875上擺臂右前安裝點(diǎn)-350-634-15251401-1411-5872上擺臂左后安裝點(diǎn)-1521451-293-54686-6646213上擺臂右后安裝點(diǎn)-306-58019851433-1424-5814下擺臂左后安裝點(diǎn)409-2073-11298-39944136015077下擺臂右后安裝點(diǎn)1502564-84514069991866869下擺臂左前安裝點(diǎn)420-2370-4046-4196780965504下擺臂右前安裝點(diǎn)1952627-37293929059706521前懸架左上跳限位塊安裝點(diǎn)-793-52115113-413382002374736前懸架右上跳限位塊安裝點(diǎn)-5433681091729822144529-3388橫向穩(wěn)定桿左安裝點(diǎn)43541307-563131321橫向穩(wěn)定桿右安裝點(diǎn)-4897-327-189601641轉(zhuǎn)向器左安裝點(diǎn)165398-783-54630587-1490轉(zhuǎn)向器右安裝點(diǎn)-36758818-12658154051670前懸架減振器左上安裝點(diǎn)761946135682440300-50前懸架減振器右上安裝點(diǎn)-120-182913323-2145860151后懸架減振器左上安裝點(diǎn)-75481299-9126375406后懸架減振器右上安裝點(diǎn)-85165190-45-188870電機(jī)總成前左安裝點(diǎn)589352-5471729-1303589電機(jī)總成前右安裝點(diǎn)-343-20447616106050電機(jī)總成后安裝點(diǎn)60?-71-34244162631726傳動(dòng)軸中間吊掛點(diǎn)5061343-111-31-4043-2953車身前左安裝點(diǎn)1392305-1519-21004401-205車身前右安裝點(diǎn)-279132-20777364957-90車身中左安裝點(diǎn)108189-6546-128651865-71車身中右安裝點(diǎn)-256-257-5578186201019-50車身后左安裝點(diǎn)605455-13559-362578199-175

（續(xù)）外連點(diǎn)名稱FXFYFZTXTYTZ車身后右安裝點(diǎn)-597-34-12647378108603-174貨箱前左安裝點(diǎn)2156454-746722653678-55貨箱前右安裝點(diǎn)2295-2789-507870414789-18貨箱中左安裝點(diǎn)856525-8329-31176-232359貨箱中右安裝點(diǎn)596-1835-565125359-176710貨箱后左安裝點(diǎn)7491817-7203-18128-6709-17貨箱后右安裝點(diǎn)16-595-444420648-9035-33鋼板彈簧前卷耳左安裝點(diǎn)83435618148-8371-83276-3443鋼板彈簧前卷耳右安裝點(diǎn)540834315663-1764-81386630鋼板彈簧后擺耳左安裝點(diǎn)-12651-8613416-3887-705-1894鋼板彈簧后擺耳右安裝點(diǎn)-10546-7111892842712677422

圖 3-22電動(dòng)汽車車架在上跳工況時(shí)的應(yīng)力分布云圖

圖 3-23所示為電動(dòng)汽車車架在上跳工況時(shí)的等效塑性變形圖。由圖 3-23可知，該電動(dòng)汽車車架在上跳工況中的最大等效塑性變形為 0.33%，產(chǎn)生的位置與最大應(yīng)力產(chǎn)生位置一致。但最大等效塑性變形在可接受范圍內(nèi)，因此其整體垂向的抗彎曲變形能力能夠滿足設(shè)計(jì)要求。

圖 3-23電動(dòng)汽車車架在上跳工況時(shí)的等效塑性變形圖

3.3.6　電動(dòng)汽車車架轉(zhuǎn)彎工況強(qiáng)度分析

根據(jù)轉(zhuǎn)彎工況下整車受力計(jì)算方法及 ΔGnew的取值。獲取電動(dòng)汽車多體動(dòng)力學(xué)模型的四輪胎側(cè)向加載力，求解獲得電動(dòng)汽車車架在轉(zhuǎn)彎工況時(shí)的載荷。以右轉(zhuǎn)彎為例，表 3-6為電動(dòng)汽車車架在轉(zhuǎn)彎工況時(shí)的載荷，基于該載荷及其有限元模型，對(duì)電動(dòng)汽車車架進(jìn)行轉(zhuǎn)彎工況的強(qiáng)度性能分析。圖 3-24所示為電動(dòng)汽車車架在轉(zhuǎn)彎工況時(shí)的應(yīng)力分布云圖。由圖 3-24可知，該電動(dòng)汽車車架在轉(zhuǎn)彎工況時(shí)的最大應(yīng)力為308.2MPa，其應(yīng)力峰值低于最大應(yīng)力處材料屈服極限。其應(yīng)力集中點(diǎn)位于貨箱中右支架，這是由于車輛在左轉(zhuǎn)彎工況時(shí)，貨箱及其貨物的重心會(huì)向右偏移，致使貨箱右支架的受力偏大，車架整體受力比較均勻，與實(shí)際工況相符。

表 3-6電動(dòng)汽車車架在轉(zhuǎn)彎工況時(shí)的載荷

外連點(diǎn)名稱FXFYFZTXTYTZ上擺臂左前安裝點(diǎn)-185-366125-20392-406409上擺臂右前安裝點(diǎn)-240-147-44-505613566695上擺臂左后安裝點(diǎn)-126-2915792-201725693854上擺臂右后安裝點(diǎn)-3331091-780-50684-3315385下擺臂左后安裝點(diǎn)-5856639-1879-20940-1957-8434下擺臂右后安裝點(diǎn)-361469-966-43432-2214-441下擺臂左前安裝點(diǎn)-13547101-3221-21228-4865-9560下擺臂右前安裝點(diǎn)-655-935-1000-38628-2612-279前懸架左上跳限位塊安裝點(diǎn)000000前懸架右上跳限位塊安裝點(diǎn)000000橫向穩(wěn)定桿左安裝點(diǎn)-19121-7421-290682015277橫向穩(wěn)定桿右安裝點(diǎn)-366-401-242-26362-776-654轉(zhuǎn)向器左安裝點(diǎn)86-9243141164-6223-1617轉(zhuǎn)向器右安裝點(diǎn)-471448104812124776-114前懸架減振器左上安裝點(diǎn)-98-5024033-247770-2前懸架減振器右上安裝點(diǎn)-516316084489-515后懸架減振器左上安裝點(diǎn)1421-231104-423209后懸架減振器右上安裝點(diǎn)-1273-542-53-721320-3445電機(jī)總成前左安裝點(diǎn)-400-565178-3031596-942電機(jī)總成前右安裝點(diǎn)-195-192-13174089-424-394電機(jī)總成后安裝點(diǎn)-54-154-1410-1815傳動(dòng)軸中間吊掛點(diǎn)-1696-1507-2049-920-725512車身前左安裝點(diǎn)-449-156320770213142-101車身前右安裝點(diǎn)-1627-1655-3802-4653-3337-41車身中左安裝點(diǎn)-777-1713-45368212601-6車身中右安裝點(diǎn)-2059-2568-2523-10207-6109-94

（續(xù)）外連點(diǎn)名稱FXFYFZTXTYTZ車身后左安裝點(diǎn)-994-2674-1250-1386-3403-59車身后右安裝點(diǎn)2594-2607-114218277146-1貨箱前左安裝點(diǎn)4206-3430144019751217150貨箱前右安裝點(diǎn)1280-693-2630-1106068333貨箱中左安裝點(diǎn)2554-1716-113887412932267貨箱中右安裝點(diǎn)893-249-3077-1349259940貨箱后左安裝點(diǎn)1748-1307-1881263712265333貨箱后右安裝點(diǎn)675377908077-122884-3466451605鋼板彈簧前卷耳左安裝點(diǎn)-512086451134-77276-92458144鋼板彈簧前卷耳右安裝點(diǎn)28820005847142129944-24054鋼板彈簧后擺耳左安裝點(diǎn)-245267528171828075473831鋼板彈簧后擺耳右安裝點(diǎn)319-9601170-1570-19747-15779

圖 3-24電動(dòng)汽車車架在轉(zhuǎn)彎工況時(shí)的應(yīng)力分布云圖

圖 3-25所示為電動(dòng)汽車車架在轉(zhuǎn)彎工況時(shí)的等效塑性變形圖。由圖 3-25可知，電動(dòng)汽車車架在轉(zhuǎn)彎工況時(shí)的最大等效塑性變形可以忽略不計(jì)，說明該工況滿足強(qiáng)度性能要求。

圖 3-25電動(dòng)汽車車架在轉(zhuǎn)彎工況時(shí)的等效塑性變形圖

3.3.7　電動(dòng)汽車車架轉(zhuǎn)彎制動(dòng)工況強(qiáng)度分析

轉(zhuǎn)彎制動(dòng)工況作為復(fù)合工況，采用與制動(dòng)和轉(zhuǎn)彎工況相似的計(jì)算方法，通過對(duì)電動(dòng)汽車多體動(dòng)力學(xué)模型輪胎處側(cè)向力和縱向力的加載，求解得到電動(dòng)汽車車架在該工況下的強(qiáng)度載荷，見表 3-7。基于該載荷及其有限元模型，對(duì)電動(dòng)汽車車架進(jìn)行轉(zhuǎn)彎制動(dòng)工況的強(qiáng)度性能分析。圖 3-26所示為電動(dòng)汽車車架在轉(zhuǎn)彎制動(dòng)工況時(shí)的應(yīng)力分布云圖。由圖 3-26可知，該電動(dòng)汽車車架在轉(zhuǎn)彎制動(dòng)工況時(shí)的最大應(yīng)力為 459.5MPa，其應(yīng)力最大值大于最大應(yīng)力位置處的材料屈服極限。應(yīng)力集中點(diǎn)位于左前減振器支架，這是由于車輛在轉(zhuǎn)彎制動(dòng)工況時(shí)，整車軸荷向前偏移 同時(shí)向左偏移，致使車架左前端的受力偏大，其橫向與縱向的綜合強(qiáng)度特性具有一定的設(shè)計(jì)風(fēng) 險(xiǎn)，容易產(chǎn)生疲勞斷裂。

表 3-7電動(dòng)汽車車架在轉(zhuǎn)彎制動(dòng)工況時(shí)的載荷

外連點(diǎn)名稱FXFYFZTXTYTZ上擺臂左前安裝點(diǎn)-35114586-1375-47846-15014-34751上擺臂右前安裝點(diǎn)-740-1251116-15208154990上擺臂左后安裝點(diǎn)-3047-69333528-380992309054044上擺臂右后安裝點(diǎn)-786941-110-15627-236781下擺臂左后安裝點(diǎn)392223895-6809-6379840399134154下擺臂右后安裝點(diǎn)6281099-1358-139455181858下擺臂左前安裝點(diǎn)12100-8699-2205-2792916838-1632下擺臂右前安裝點(diǎn)6893209-2520-1359030831550前懸架左上跳限位塊安裝點(diǎn)-518-2753170-9225429712224前懸架右上跳限位塊安裝點(diǎn)000000橫向穩(wěn)定桿左安裝點(diǎn)212-66466-25842-3263516橫向穩(wěn)定桿右安裝點(diǎn)-291-80-640077252261175轉(zhuǎn)向器左安裝點(diǎn)-499-1953443-176982111-2556轉(zhuǎn)向器右安裝點(diǎn)385-2191-41-10809-23577-2658前懸架減振器左上安裝點(diǎn)-3831757123412705-4778739前懸架減振器右上安裝點(diǎn)-150-10597501-623-396-61后懸架減振器左上安裝點(diǎn)-114-55601045-182后懸架減振器右上安裝點(diǎn)-46-5231-129037電機(jī)總成前左安裝點(diǎn)-1619-479-41-4311521-3700電機(jī)總成前右安裝點(diǎn)-841-404141-10111606-988電機(jī)總成后安裝點(diǎn)-309-117-12631998-1470-231傳動(dòng)軸中間吊掛點(diǎn)-164-118-1440-2311車身前左安裝點(diǎn)-3191-1029-19415227-23418車身前右安裝點(diǎn)-1546-84919489024797-196車身中左安裝點(diǎn)-2962-1800-4621-5255-595041車身中右安裝點(diǎn)-2127-1846-11688908104019

（續(xù)）外連點(diǎn)名稱FXFYFZTXTYTZ車身后左安裝點(diǎn)-3498-1689-1201-5744-6796-20車身后右安裝點(diǎn)-2393-1786-1100-1356-3442-48貨箱前左安裝點(diǎn)690-1889-1716314014829貨箱前右安裝點(diǎn)2319-26943442440548340貨箱中左安裝點(diǎn)453-482-2352-8342344212貨箱中右安裝點(diǎn)1478-1201-112422988156149貨箱后左安裝點(diǎn)384-229-2634-1161027919貨箱后右安裝點(diǎn)996-994-165334637397189鋼板彈簧前卷耳左安裝點(diǎn)1476438414665-72686-1221027280鋼板彈簧前卷耳右安裝點(diǎn)-23753312-150-122341737732673鋼板彈簧后擺耳左安裝點(diǎn)-451137964661149657633607鋼板彈簧后擺耳右安裝點(diǎn)-338183336311343047207902

圖 3-26電動(dòng)汽車車架在轉(zhuǎn)彎制動(dòng)工況時(shí)的應(yīng)力分布云圖

圖 3-27所示為電動(dòng)汽車車架在轉(zhuǎn)彎制動(dòng)工況時(shí)的等效塑性變形圖。由圖 3-27可知，該電動(dòng)汽車車架在轉(zhuǎn)彎制動(dòng)工況時(shí)的最大塑性應(yīng)變?yōu)?nbsp;1.21%，位于左前減振器支架外板，與強(qiáng)度應(yīng)力集中區(qū)域相同。這是由于轉(zhuǎn)彎制動(dòng)時(shí)，車架前端的受力較大，減振器支架外板的材料相對(duì)于 周邊件較弱，其最大塑性應(yīng)變值超過許可值 1%，可能引起后期車架開裂，從而影響整車的安全性和可靠性，存在失效風(fēng)險(xiǎn)，需要在后續(xù)工作中對(duì)其進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

圖 3-27電動(dòng)汽車車架在轉(zhuǎn)彎制動(dòng)工況時(shí)的等效塑性變形圖

3.3.8　電動(dòng)汽車車架后制動(dòng)工況強(qiáng)度分析

采用與制動(dòng)工況相同的計(jì)算方法，在后制動(dòng)工況中電動(dòng)汽車多體動(dòng)力學(xué)模型的四輪胎縱向加載相反的制動(dòng)力，分解得到電動(dòng)汽車車架后制動(dòng)工況的強(qiáng)度載荷，見表 3-8。據(jù)此對(duì)電動(dòng)汽車車架進(jìn)行后制動(dòng)工況的強(qiáng)度性能分析。圖 3-28  所示為電動(dòng)汽車車架在后制動(dòng)工況時(shí)的應(yīng)力分布云圖。由圖 3-28可知，該電動(dòng)汽車車架在后制動(dòng)工況時(shí)的最大應(yīng)力為 215.5MPa，其應(yīng)力峰值小于材料屈服極限。其應(yīng)力集中點(diǎn)位于右縱梁中后段，由于車輛在后制動(dòng)工況時(shí)，整車軸荷會(huì)向后偏移，致使車架中后端的受力偏大，同時(shí)也滿足強(qiáng)度性能設(shè)計(jì)的要求。

表 3-8電動(dòng)汽車車架在后制動(dòng)工況時(shí)的載荷

外連點(diǎn)名稱FXFYFZTXTYTZ上擺臂左前安裝點(diǎn)514-824-44149922451-6245上擺臂右前安裝點(diǎn)518864-475-520095316593上擺臂左后安裝點(diǎn)541956-1955025677-3818上擺臂右后安裝點(diǎn)543-828-242-523381334207下擺臂左后安裝點(diǎn)-928-2692-164543733-31462266下擺臂右后安裝點(diǎn)-9182470-1507-45343-2979-2044下擺臂左前安裝點(diǎn)-14651754-91338148-2538-3405下擺臂右前安裝點(diǎn)-1435-1860-660-39836-23673331前懸架左上跳限位塊安裝點(diǎn)000000前懸架右上跳限位塊安裝點(diǎn)000000橫向穩(wěn)定桿左安裝點(diǎn)517155-111-11-48橫向穩(wěn)定桿右安裝點(diǎn)547-239-611-988轉(zhuǎn)向器左安裝點(diǎn)672914-161623104轉(zhuǎn)向器右安裝點(diǎn)8537-1361378165前懸架減振器左上安裝點(diǎn)2455143982168808-110前懸架減振器右上安裝點(diǎn)22-4333616-2289758100后懸架減振器左上安裝點(diǎn)-10-110-95915046后懸架減振器右上安裝點(diǎn)40-1444861-5電機(jī)總成前左安裝點(diǎn)4713175104171852電機(jī)總成前右安裝點(diǎn)432923091172325電機(jī)總成后安裝點(diǎn)2829-1669-16737602傳動(dòng)軸中間吊掛點(diǎn)1510-1460-3-1車身前左安裝點(diǎn)17861-560-14536747-93車身前右安裝點(diǎn)1857-34-3512851730293車身中左安裝點(diǎn)175812-1770-31925466-19車身中右安裝點(diǎn)178942-14433858631219車身后左安裝點(diǎn)155843-3010-8870-6544-57

（續(xù)）外連點(diǎn)名稱FXFYFZTXTYTZ車身后右安裝點(diǎn)162223-32758477-533666貨箱前左安裝點(diǎn)3222111-485105010724-4貨箱前右安裝點(diǎn)2983-58811319471166515貨箱中左安裝點(diǎn)1362371-2202-79215346-37貨箱中右安裝點(diǎn)1152-263-18669260579725貨箱后左安裝點(diǎn)916425-2345-81144142-62貨箱后右安裝點(diǎn)864-280-21179451462950鋼板彈簧前卷耳左安裝點(diǎn)-15299419970-4659-69005-1380鋼板彈簧前卷耳右安裝點(diǎn)-149341389922-3192-67119635鋼板彈簧后擺耳左安裝點(diǎn)359-701808-81002761176鋼板彈簧后擺耳右安裝點(diǎn)317-461745-4269335401

圖 3-28電動(dòng)汽車車架在后制動(dòng)工況時(shí)的應(yīng)力分布云圖

圖 3-29所示為電動(dòng)汽車車架在后制動(dòng)工況時(shí)的等效塑性變形圖。由圖 3-29可知，該電動(dòng)汽車車架在后制動(dòng)工況時(shí)彎曲不產(chǎn)生塑性變形，對(duì)于該工況車架滿足強(qiáng)度性能的要求，不會(huì)發(fā)生強(qiáng)度失效。

圖 3-29電動(dòng)汽車車架在后制動(dòng)工況時(shí)的等效塑性變形圖

3.3.9　電動(dòng)汽車車架車輪上抬工況強(qiáng)度分析

以左前右后車輪上抬為例，在電動(dòng)汽車多體動(dòng)力學(xué)模型的輪胎處施加垂向位移 120mm，求解獲得電動(dòng)汽車車架各外連點(diǎn)受力，見表   3-9?；谲嚰芨魍膺B點(diǎn)受力及其有限元模型，對(duì)電動(dòng)汽車車架進(jìn)行車輪上抬工況的強(qiáng)度性能分析。圖 3-30所示為電動(dòng)汽車車架在左前右后車輪上

抬工況時(shí)的應(yīng)力分布云圖。由圖 3-30可知，該電動(dòng)汽車車架在左前右后車輪上抬工況時(shí)的最大應(yīng)力為 250.8MPa，其應(yīng)力峰值小于材料屈服極限。應(yīng)力集中點(diǎn)位于左前減振器支架，這是由于車輛在左前右后車輪上抬工況時(shí)，車架整體處于扭轉(zhuǎn)狀態(tài)，減振器支架處的剛度較弱，導(dǎo)致其應(yīng)力偏大，應(yīng)力分布合理。

表 3-9電動(dòng)汽車車架在左前右后車輪上抬工況時(shí)的載荷

外連點(diǎn)名稱FXFYFZTXTYTZ上擺臂左前安裝點(diǎn)514-824-44149922451-6245上擺臂右前安裝點(diǎn)518864-475-520095316593上擺臂左后安裝點(diǎn)541956-1955025677-3818上擺臂右后安裝點(diǎn)543-828-242-523381334207下擺臂左后安裝點(diǎn)-928-2692-164543733-31462266下擺臂右后安裝點(diǎn)-9182470-1507-45343-2979-2044下擺臂左前安裝點(diǎn)-14651754-91338148-2538-3405下擺臂右前安裝點(diǎn)-1435-1860-660-39836-23673331前懸架左上跳限位塊安裝點(diǎn)000000前懸架右上跳限位塊安裝點(diǎn)000000橫向穩(wěn)定桿左安裝點(diǎn)517155-111-11-48橫向穩(wěn)定桿右安裝點(diǎn)547-239-611-988轉(zhuǎn)向器左安裝點(diǎn)672914-161623104轉(zhuǎn)向器右安裝點(diǎn)8537-1361378165前懸架減振器左上安裝點(diǎn)2455143982168808-110前懸架減振器右上安裝點(diǎn)22-4333616-2289758100后懸架減振器左上安裝點(diǎn)-10-110-95915046后懸架減振器右上安裝點(diǎn)40-1444861-5電機(jī)總成前左安裝點(diǎn)4713175104171852電機(jī)總成前右安裝點(diǎn)432923091172325電機(jī)總成后安裝點(diǎn)2829-1669-16737602傳動(dòng)軸中間吊掛點(diǎn)1510-1460-3-1車身前左安裝點(diǎn)17861-560-14536747?93車身前右安裝點(diǎn)1857-34-3512851730293車身中左安裝點(diǎn)175812-1770-31925466-19車身中右安裝點(diǎn)178942-14433858631219

（續(xù)）外連點(diǎn)名稱FXFYFZTXTYTZ車身后左安裝點(diǎn)155843-3010-8870-6544-57車身后右安裝點(diǎn)162223-32758477-533666貨箱前左安裝點(diǎn)3222111-485105010724-4貨箱前右安裝點(diǎn)2983-58811319471166515貨箱中左安裝點(diǎn)1362371-2202-79215346-37貨箱中右安裝點(diǎn)1152-263-18669260579725貨箱后左安裝點(diǎn)916425-2345-81144142-62貨箱后右安裝點(diǎn)864-280-21179451462950鋼板彈簧前卷耳左安裝點(diǎn)-15299419970-4659-69005-1380鋼板彈簧前卷耳右安裝點(diǎn)-149341389922-3192-67119635鋼板彈簧后擺耳左安裝點(diǎn)359-701808-81002761176鋼板彈簧后擺耳右安裝點(diǎn)317-461745-4269335401

圖 3-30   電動(dòng)汽車車架在左前右后車輪上抬工況時(shí)的應(yīng)力分布云圖

電動(dòng)汽車車架在左前右后車輪上抬工況時(shí)的等效塑性變形如圖 3-31所示，由圖 3-31可知，該電動(dòng)汽車車架在左前右后車輪上抬工況時(shí)幾乎不產(chǎn)生等效塑性變形，其整體抗扭轉(zhuǎn)變形能力較強(qiáng)，不會(huì)產(chǎn)生失效風(fēng)險(xiǎn)。

圖 3-31   電動(dòng)汽車車架在左前右后車輪上抬工況時(shí)的等效塑性變形圖

內(nèi)容簡(jiǎn)介：本書以新能源汽車產(chǎn)業(yè)發(fā)展?fàn)顩r為背景，總結(jié)新能源汽車開發(fā)過程中存在的問題，并以車架結(jié)構(gòu)性能為分析目標(biāo)，層層遞進(jìn)引入研究相關(guān)的理論基礎(chǔ)、技術(shù)方案、設(shè)計(jì)方法及其發(fā)展趨勢(shì)。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(guān)的軟件、硬件及算法基礎(chǔ)。在此基礎(chǔ)上，本書沿著新能源汽車開發(fā)的技術(shù)路線，結(jié)合多體動(dòng)力學(xué)與有限元法，重點(diǎn)介紹了車架的載荷獲取方法以及結(jié)構(gòu)性能分析方法，并基于車架結(jié)構(gòu)性能的分析，對(duì)車架多性能匹配的優(yōu)化策略進(jìn)行研究，建立了適用于電動(dòng)汽車車架的多目標(biāo)優(yōu)化方法及流程，為電動(dòng)汽車車架的開發(fā)提供技術(shù)支持和理論依據(jù)。另外，本書還介紹了上述開發(fā)及測(cè)試所用的工具及操作流程，幫助讀者進(jìn)行實(shí)踐。最后，本書展望了新能源汽車技術(shù)未來的發(fā)展趨勢(shì)以及需要解決的問題。

本書適用于對(duì)新能源汽車結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及優(yōu)化技術(shù)感興趣的讀者，包括開發(fā)人員、設(shè)計(jì)人員、科研工作者等。本書還適用于有相關(guān)知識(shí)背景的從業(yè)人員。

 

作者簡(jiǎn)介

余禎琦：博士、高級(jí)工程師、九三學(xué)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(quán)發(fā)明專利2項(xiàng)，參與完成國(guó)家自然科學(xué)基金1項(xiàng)，參與完成多項(xiàng)企業(yè)乘、商用車型開發(fā)，獲得中國(guó)數(shù)字仿真科技卓越應(yīng)用獎(jiǎng)1項(xiàng)、企業(yè)科技進(jìn)步二等獎(jiǎng)2項(xiàng)、三等獎(jiǎng)1項(xiàng)、科技創(chuàng)新大賽優(yōu)勝獎(jiǎng)1項(xiàng)、優(yōu)秀創(chuàng)新團(tuán)隊(duì)稱號(hào)1次。

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