基于HyperWorks某載貨電動貨車車架結構優化設計

王亮

(鹽城生物工程高等職業技術學校， 江蘇鹽城 224000)

0 引言

車架作為電動貨車的主要承載基體，其性能直接決定了整車的噪聲、平順性，同時也對電動貨車的整體性能產生直接影響。電動貨車在運行過程中其車架需要承受整車以及貨物的作用，且受到各種隨機激勵的影響，不過和普通燃油車相比，其動力系統出現明顯的變化，因而動力系統的性能也大幅度改變[1-2]。一些電動貨車中設置了高性能的動力電池，這對改善其性能有重要的意義。不過從總體上看，純電動貨車依然存在很多應用局限性，如效率低、成本高、續航性能有限，這對其大范圍應用產生很不利的影響[3]。因而很有必要針對這種車輛設計出輕量化專用車架，從而降低整車質量，提升其效率和動力性，這對電動貨車的推廣和應用有著重要的意義。本文作者以現有某國產電動貨車為例，對車架進行了特性分析，同時以輕量化為目標對車架進行了優化設計。文中的研究，對電動貨車整車性能的提升和促進電動貨車技術水平的發展具有一定的現實意義。

1 車架有限元分析

電動貨車在運行過程中其車架承受的載荷及位置明顯不同于普通燃油車。進行力學分析可知這種車輛在滿載條件下車架承受的載荷主要包括貨物質量，以及驅動控制單元的質量。表1顯示出其中各單元的具體質量。有限元分析時考慮到車架的縱、橫梁材料為槽鋼，因而選擇殼單元模擬車架。通過剛度單元對車架縱橫梁的連接進行模擬。同時還在對應位置設置駕駛室、發動機與貨物載荷。在此基礎上確定出圖1所示的車架有限元模型。車架選擇了610L材料，表2具體說明該類材料的性能參數。

表1 電動貨車車架受載質量

圖1 車架有限元模型

表2 車架材料參數

對車架進行有限元模擬分析過程中，考慮到的工況主要包括彎曲、急轉彎、扭轉、加速、急停等幾種[4-5]，表3示出不同工況下的邊界參數。

表3 各工況下的邊界條件

(1)彎曲工況。該工況主要對應于車輛水平靜止或低速通過良好路面時。在有限元分析時為避免車架應力集中，而設置合理的約束條件，主要對前懸架簧下端節點縱向平動自由度施加約束，而后懸架在縱向可有一定幅度滑動。

(2)扭轉工況?；谠摴r模擬分析車輛單側車輪出現很強沖擊載荷條件下，車架受到沖擊而產生的應力分布。此工況可進一步劃分為前輪扭轉工況和后輪扭轉工況，前一種工況下主要是施加一定量中心豎直方向強制位移到左前懸架鋼板彈簧約束處而實現；后一種工況下，則對右后懸架鋼板彈簧約束處施加同樣的位移來模擬。

(3)加速工況。此工況時設車輛以0.6g加速向前運行，且存在一定幅度的后向慣性力，對應的邊界參數和第一種工況的相一致。

(4)緊急制動工況。車輛在運行過程中緊急制動情況下，受到加速度的影響，車架會受到一定慣性載荷。理論分析可知車輛在制動時，產生的制動減速度最大值主要取決于輪胎與路面的附著系數。根據經驗可知在很干燥的瀝青路面上，此系數的取值范圍為0.7～0.8。這樣在對此工況進行模擬時，設置了0.8g的縱向減速度。

(5)緊急轉彎工況。此工況條件下車架受離心加速度的影響而受到一定側向載荷作用。車速和轉彎半徑直接決定了離心加速度大小。因而對此工況進行模擬時，設置了橫向的離心加速度和縱向的減速度。邊界條件和彎曲工況的相一致，設置的右側離心加速度為0.5g，而制動減速度為0.6g。

分析圖2可看出，各工況下車架最大應力存在明顯差異，對應的最大應力數值和位置分別為：彎曲工況，310.4 MPa處于電池夾與縱梁連接部位；扭轉工況,前輪扭轉時563.8 MPa，后輪扭轉時400.9 MPa對應的位置分別為第二、六橫梁連接板與縱梁連接區域；加速工況，313.4 MPa出現位置和第一種工況的相同；急停工況，330.8 MPa也出現在電池夾與縱梁相連區域；急轉工況，408.2 MPa出現部位和前者的相一致。

理論分析可知材料的安全系數可具體表示為:

式中：σs為屈服極限，σmax為最大應力。

若計算發現此系數n>1,則可判斷出該工況下車架強度在合理范圍內，否則可能產生一定損壞問題，因而在設計時應該對此進行適當的控制。

代入不同工況下最大應力數值到以上表達式中，確定出相應的安全系數具體如下：(1)彎曲工況，1.87；(2)扭轉工況，前輪扭轉和后輪扭轉工況下分別為1.03、1.45；(3)加速工況，1.85；(4)急停工況，1.75；(5)急轉彎工況，1.42。

對比結果可知，上述工況中，這幾種工況的安全系數都大于1。且只有前輪扭轉工況情況下此參數稍大于1，其他的都明顯高于1，因而存在明顯的強度冗余，可以對其輕量化改進以便實現減重目的。

圖2 各工況下車架應力分布

2 車架多目標拓撲優化

進行建模時，應該根據優化要求將目標區劃分為優化設計與非優化設計區。文中為確定出車架結構最佳參數，設定非優化設計區為受力點和約束點，其余的都為優化區。在確定出對象的模型后，接著對初始幾何模型劃分網格，選擇的網格單元為20 mm的六面體單元。根據要求進行有限元劃分后，而最終確定出目標區域含有117 260個節點和102 600個單元格。車架材料和原車架的相一致，且承受的工況約束、載荷也相同。在此基礎上確定出車架的初始網格模型，具體情況如圖3所示。

圖3 車架拓撲優化初始模型

在優化過程中輸入相應的多目標拓撲優化函數時，應用OptiStruct軟件中的自定義函數功能。根據應用要求設置相應柔度權重為0.6，頻率權重為0.4，彎曲工況權重0.4，各扭轉工況的為0.2。進行不斷地迭代處理后確定出優化后車架拓撲結構如圖4所示。分析可知此優化車架可同步滿足靜態多工況剛度和動態低階固有頻率相關要求，且車架的橫縱梁位置很明確，對應的材料分布均勻性高，結構布局也較好地滿足綜合性能要求。

圖4 車架多目標拓撲優化結果

由圖可知在有限元分析過程中基于該多目標拓撲優化分析方法所得的車架拓撲結構有明顯的優勢，可同時滿足剛度和低階固有頻率相關要求，實現車架優化目標。上述結果可為其后車架橫梁參數的設計提供支持，對縱橫梁形狀的確定也有指導作用，對類似車架的優化有參考意義。

3 車架結構的輕量化設計

在進行車架結構設計過程中，基于以上多目標拓撲優化結果，且考慮到車架的應用情況，對其細節進行設計。圖5為優化后的車架三維模型。

圖5 新車架三維幾何模型

對優化前后車架的變化情況進行分析可看出，優化后車架的前后不等寬，且縱梁為變截面的模式，總體上看表現出“魚腹形”特征。這種結構下可以更好地適應不同截面高度上的局部載荷改變情況，且提高了車架應力均勻性，實現一定減重目的。由圖5可知，新車架的第二橫梁為管狀截面形式，且對應的后懸架兩個橫梁中設置了帽形截面橫梁，這樣可以顯著提高車架的前后端強度，使得其抵抗扭轉變形的性能提高，而質量減輕;在橫梁替代方面，新車架的第三、四橫梁代替了原車架的第三、四以及五、六橫梁，同時改進后車架的縱橫梁連接板的縱向尺寸也有所增加，使得支架與縱梁的連接強度提高，應力分布更均勻，受力更合理;改進后車架部件數從16降為11個，減重達到18.1 kg，性能有所提升，實現優化目標。

分析新車架的應力情況，結果見表4。由表可知各工況下新車架的最大應力和應力分布都明顯好于原車架的。優化后車架在運行過程中前輪扭轉工況下的應力最大值為344.2 MPa，處于第二橫梁連接連板處，此應力最大值也低于相應的許用應力值。緊急制動工況下應力最大值為293.8 MPa，出現在縱梁前板簧支座處，存在一定程度的局部應力集中。由表4還可知此工況下的最大應力值顯著低于車架材料的屈服極限，因而有較高的結構可靠性，可滿足安全性要求。其他工況下車架的安全系數都高于2，靜強度在合理范圍內，實現了優化目的。

表4 新、原車架強度對比

4 結束語

文中使用拓撲優化對電動貨車車架進行了輕量化設計，其中確定了合理的優化變量，在保證車架結構滿足性能要求下，進一步提高了車架的輕量化水平，實現了電動貨車車架結構的正向開發設計。