基于HyperWorks的輕型電動物流車車廂骨架結構分析及優化設計

李斌 胡學軍

LI Bin et al

河南森源重工有限公司 河南長葛 461500

1 前言

電動物流車以其零排放、使用成本低等優點成為城市配送主要車型。而隨著人們對電動物流車裝載量及續駛里程問題的日益關注，車廂輕量化越來越受到主機廠以及客戶的重視。因此在設計之初就要在滿足強度目標的前提下，盡可能地減輕其自重 [1]。

本文以電動物流車車廂骨架作為優化設計對象，應用CAE分析軟件HyperWorks對滿載狀態的電動物流車車廂在彎曲、轉彎、制動、扭轉4種工況下進行受力分析，得到車廂骨架的應力云圖。依據“薄弱處加強、強固處削弱”的原則，對車廂骨架進行輕量化設計，并對其合理性進行分析校核，保證在滿足強度要求的同時達到降重目標。

2 車廂骨架有限元模型

在CATIA中建立車廂骨架的三維模型，將其導入HyperMesh軟件中劃分網格，并建立有限元模型，利用OptiStruct計算其強度。模型采用的是四邊形單元網格，單元尺寸為4～5mm。模型單元總數量為1 320 061，節點數量為1 143 214,材料屬性見表1,整車網格模型如圖1所示。

圖1 整車網格模型

表1 車廂骨架材料屬性能參數

3 車廂骨架靜力學分析

3.1 邊界條件

根據靜力等效原則，將駕駛室、電池箱、托盤貨物等各自的相應位置等效為各自的集中載荷，車架載荷分布如表2所示。

表2 車架載荷分布

按照轉彎、制動、扭轉不同工況對底盤車架施加不同的邊界條件進行仿真模擬[2]。

彎曲工況約束左前輪輪胎與地面接觸點的全部自由度，約束其余輪胎與地面接觸點的平動自由度；扭轉工況在左前輪施加強制位移20 mm，右后輪懸空，釋放右后輪支撐，其他約束與彎曲工況相同；制動時除了承受重力外，還要受到縱向慣性力的作用。取最大附著系數為0.5，并在車輛行駛方向的相反方向上附加0.5g；轉彎時由于離心力的作用而產生側向載荷，就必須要求車架具有足夠的側向承載能力。取地面附著系數為0.5，在轉彎方向上施加0.5g。

4種典型工況下各輪中心點的約束如表3所示，建立的車架及廂體有限元模型如圖2所示。

表3 約束方式

圖2 整車有限元模型

3.2 計算結果及評價

本文主要從彎曲、扭轉、制動、轉彎4種工況對廂體結構強度進行計算分析[3]。廂體骨架在4種工況下的應力云圖如圖3～6所示。

圖3 滿載彎曲工況應力云圖

圖4 制動工況應力云圖

圖5 扭轉工況應力云圖

圖6 轉彎工況應力云圖

在4種工況下，車廂骨架強度得到了較為全面的驗證，最危險工況為扭轉工況，其最大應力出現在縱梁與橫梁連接處，最大應力為266.24 MPa，小于所用材料的屈服強度345 MPa，其他工況應力均在100 MPa以下，因此，整個骨架能夠符合設計要求。

4 車廂骨架輕量化設計

根據車廂骨架彎曲、扭轉、制動、轉彎4種工況應力云圖進行綜合分析發現，車廂骨架所受應力情況良好，安裝孔外圍幾乎不受力。

根據上述分析結果，利用OptiStruct對車廂骨架結構進行優化設計。

本文優化設計將車廂縱梁、橫梁、底板厚度定義為設計變量dv1、dv2、dv3，將車廂質量最小作為優化目標，對廂體骨架厚度進行削減。確保廂體骨架在滿足剛度的前提下，將廂體骨架質量設計成最小，表4所示為設計變量優化結果[4]。優化后的應力云圖如圖7～9所示。

表4 設計變量優化結果

表5對優化結果與原車廂進行了比較，通過比較可知，優化后車廂骨架應力應變有所增大，但均在材料許用應力范圍之內，說明車廂骨架優化后的強度剛度仍能滿足設計要求。同時車廂骨架質量減少，達到了輕量化目標。

圖7 彎曲工況應力云圖

圖8 制動工況應力云圖

圖9 扭轉工況應力云圖

表5 優化前后結果比較

從表5中可以看出，優化前后車廂在彎曲工況下的最大應力幾乎沒有改變。由于車廂橫梁和縱梁尺寸做了優化改進，所以優化前后車廂骨架在制動工況下變動量較大。車廂骨架整體質量由461kg下降為379.8 kg，下降了17.61%，符合設計要求。

5 結語

本文以某純電動物流車廂骨架作為輕量化設計對象，通過三維模型制作、有限元模型建立、強度分析、結構優化等方法，將物流車廂骨架降重17.62%。并通過CAE分析校核，進一步確保了輕量化設計方案的可行性和合理性，在保證強度可靠的同時，實現了廂體骨架的輕量化目標。