某新能源載貨車車架性能分析

吳成平，鄧正維，蔣云鵬，金益犇，楊希志

(浙江吉利新能源商用車研究院有限公司，浙江杭州 311200)

0 引言

傳統汽車車架作為載貨車輛的關鍵承載部件，不僅要承擔車身、底盤、發動機、電器件、貨箱及貨物等的質量，還要承受來自路面的沖擊，經歷臺階、坑洼、顛簸及緊急狀況下緊急制動或急轉彎等各種工況的考驗。因此，車架結構必須有足夠的剛度和強度來滿足車輛正常使用要求，其性能直接關系到整車乘坐舒適性、行駛平順性、可靠性及正常行駛安全。

國外KRAWCZUK[1]利用全板殼單元車架有限元模型對某一貨車車架進行了全面的動態研究；HADAD等[2]對如何利用有限元模態分析結果修正車架設計方案進行了深入研究。國內楊樹凱等[3]、杜海珍等[4]分別利用拓撲優化對支架和車架進行了結構設計；郭立群[5]對某商用車車架進行了結構設計及強度分析和試驗研究。近幾年，對傳統載貨汽車車架的設計、分析及優化越來越受重視，與產品開發的聯系也越來越緊密，但針對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道。本文作者首先對某新能源載貨車車架進行模態試驗，接著建立了有限元分析模型對結果有效性進行驗證，然后進行車架剛、強度分析，結果表明車架結構滿足設計要求，最后對原有車架模型進行靈敏度分析，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，又要承載各種質量的部件。文中研究對象與傳統燃油車不同的是該增程式新能源貨車車架不僅包含發動機、底盤、車身等傳統件，而且也囊括了動力電池、電機及電控等新能源部件，增加了車架承載的復雜性。

2 車架實車試驗

模態分析用來確定車架的振動特性(頻率和振型)。車架自身可以看成一個多自由度的彈性振動系統，對其進行模態分析的目的就是為了避免共振。

文中通過試驗來獲得某新能源載貨車車架的模態。此次模態試驗采用的設備如表1所示。

表1 試驗設備

試驗車架是在整車約束狀態下，分別在車架縱梁和橫梁上表面位置處布置相應的三向加速度傳感器，共計29個測點(見圖1)，其試驗幾何模型如圖2所示。選擇車架左前23測點和右后11(見圖3)測點附近分別進行X、Y、Z向錘擊，每個方向進行7次激勵，對測試信號求平均，得出相應點與測試點間的頻率響應函數。采樣帶寬設置為64 Hz，頻率分辨率設置為0.25 Hz，輸入加力指數窗，輸出在采樣周期內充分衰減,加矩形窗即可，H1估計方法。試驗測試結果如圖4—圖6所示。

圖1 車架模態測點

圖2 試驗幾何模型

圖3 錘擊點

圖4 車架一階扭轉

圖5 車架Y向一階彎曲

圖6 車架Z向一階彎曲

由試驗結果可知，該車架的一階扭轉模態頻率為8.66 Hz，一階側向彎曲模態頻率為17.89 Hz，一階垂向彎曲模態頻率為25.20 Hz。

3 車架仿真分析

根據模態試驗情況，對上述增程式新能源載貨車車架進行有限元仿真建模分析。在創建有限元模型時，根據需要對某些幾何細節進行簡化處理，如對小倒角(

表2 材料參數

表3 某新能源載貨車部件質量信息 kg

3.1 車架模態分析

車架模態試驗在整車裝配狀態下進行，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算車架總成的約束模態。在車架結構動態分析中，由于低頻振動比高頻振動特性對車架結構影響大，因此文中采用Block Lanczos法提取車架總成前10階模態(限于篇幅，只列出與試驗相近3階，見圖8—圖10)。

由仿真結果可知，車架總成的一階扭轉模態頻率為7.79 Hz(與試驗誤差9.8%)，一階側向彎曲模態頻率為18.55 Hz(與試驗誤差3.5%)，一階垂向彎曲模態頻率為25.95 Hz(與試驗誤差2.9%)。仿真與試驗結果相近，證明了有限元仿真模型的準確性。

圖7 有限元計算模型

圖8 一階扭轉

圖9 一階側向彎曲

圖10 一階垂向彎曲

3.2 車架剛度校核

車架剛度是評價車架性能的一項主要指標，它對車架強度、NVH、可靠耐久性等都有著至關重要的影響。車架總成在各種載荷工況下，最常見情況為彎曲及扭轉變形，所以在車架設計時，選取其彎曲剛度、扭轉剛度(模量)作為衡量車架性能的考察指標。本文作者根據表4剛度分析工況創建彎曲剛度、扭轉剛度有限元計算模型，分別如圖11、圖12所示。

表4 剛度分析工況定義

圖11 彎曲剛度計算模型

圖12 扭轉剛度計算模型

彎曲剛度計算如下：

4.6×1012N·mm2>2×1012N·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為加載點最大變形量(mm)。

扭轉模量計算如下：

6.17×107mm4>3×106mm4

式中：I為扭轉模量(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為扭轉角度(rad)。

綜上，車架總成的彎曲剛度及扭轉模量滿足設計要求。

3.3 車架靜強度分析

在汽車行駛過程中，承受復雜多變的載荷，對車架進行設計時，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。文中創建了強度分析有限元模型(見圖13)，并選取了滿載狀態下的4種行駛工況進行模擬(見表5)。

通過計算分析可知：垂向沖擊工況(見圖14，其余工況圖略)最大應力為331 MPa，側向沖擊工況最大應力為163.6 MPa，緊急制動工況最大應力為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；扭轉工況最大應力為328 MPa，出現在前板簧后支架及右縱梁連接的第三橫梁右連接板下側，滿足結構設計要求。

圖13 強度分析有限元模型

分析工況載荷約束垂向沖擊Z向2.5g前:spc123/13;后:spc3/3側向沖擊Y向0.6g,Z向1g前:spc13/23;后:spc3/23扭轉(對角抬高)Z向1g(對角Z向施加200 mm位移)前:spc13/123;后:spc3/3緊急制動X向-1g,Z向1g前:spc13/123;后:spc13/123

圖14 垂向沖擊

3.4 車架靈敏度分析及輕量化設計

靈敏度在數學上的意義就是針對某函數F(X)的設計變量Xi求偏導，其一階靈敏度Si在連續狀態下表示[6]為

離散狀態下，Si可以表示為

式中：i為設計變量數量，i=1,2, ......，n。

由于車架結構具有對稱性，為了減少設計變量，縮短運算時間，相對應左右位置的厚度屬性設置為同一個設計變量，一共有13個設計變量；車架一階扭轉頻率、垂向彎曲工況變形撓度及最大應力、側向彎曲工況變形撓度及最大應力、扭轉變形工況撓度及最大應力、緊急制動工況為狀態變量，總質量最小為目標函數，利用優化設計軟件的最優梯度工具進行一階差分靈敏度分析，提取各工況(求解子步)下質量、頻率、撓度、應力等參數對設計變量的靈敏度。若某項設計變量的靈敏度計算結果值為正，表明隨設計變量數值增大、計算結果增大的值；若為負數，則表示隨設計變量數值增大、計算結果減小的值。

由表6及圖15—圖18可看出：車架縱梁、車架內襯梁的質量靈敏度最大，其余變量差距不大；對車架總成一階扭轉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、車架內襯梁、第三橫梁連接板。

優化后靜強度分析結果：垂向沖擊工況最大應力為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；側向沖擊工況最大應力為279.3 MPa，在第五橫梁右連接板腹面靠上側；扭轉工況最大應力為322.6 MPa，出現在前板簧后支架及右縱梁連接的第三橫梁右連接板下側；緊急制動工況最大應力為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，均滿足設計要求。

優化后，車架彎曲剛度為3.99×1012N·mm2，扭轉模量為1.24×107mm4，兩者都小于優化前，但均滿足設計要求；車架總成優化前質量為289 kg，優化后質量為262 kg(質量減小27 kg)，降重9.3%。

表6 靈敏度數值

圖15 質量靈敏度

圖16 一階扭轉頻率靈敏度

圖17 撓度平均靈敏度

圖18 應力平均靈敏度

4 結論

對某新能源載貨車車架性能進行了分析：

(1)通過模態試驗得出某新能源載貨貨車車架受關注的模態振型及頻率，經過有限元模型計算驗證，結果符合度良好。

(2)分析了原有車架總成結構的剛度、強度，結果表明均滿足設計要求。

(3)在原有車架總成基礎上進行靈敏度分析，以達到輕量化目的，在滿足設計要求的前提下，車架總成減重27 kg(降重9.3%)，效果明顯，可為工程實踐提供參考，后續考慮計算該車架疲勞性能。