電動行李箱車設計與研究

陳毅龍

（廈門大學創意與創新學院，福建 漳州363105）

1 引言

近年來，我國行李箱市場規模保持穩定增長，發展潛力巨大［1］，同時隨著人們生活品質的提高，對行李箱品質和功能的需求也在不斷增加，旅途中，當出現攜帶物品較重、行走距離較遠、反復上下坡、行程較趕等情況時，傳統的人力拖拉式行李箱會給出行造成諸多不便，為了解決這類痛點，需要設計一種可載人的電動行李箱車。當前，市場上出現個別行李箱車產品，這類產品存在或是只能站立不能乘坐，或是整備質量過大、容量偏小的問題。

車架作為主要承載結構，其強度和剛度不僅關系結構安全性和可靠性，也影響到用戶體驗，因此，在產品設計中，對車架強度和剛度的研究尤為重要。當前，有限元法已成為研究車架強度和剛度的重要手段［2-7］，在這些研究中，研究對象為市面上可見的各種車型車架，而對于新出現的行李箱車研究幾乎空白。

鑒于此，進行了較為系統研究工作，研究內容如下：（1）設計了一款可乘坐、穩定可靠且方便攜帶的電動行李箱車；（2）制作實物模型，結合應變試驗，建立正確的車架有限元模型；（3）研究車架在滿載彎曲、彎扭聯合、緊急制動和緊急轉彎4種典型工況下的受力情況，同時進行模態分析。

2 電動行李箱車設計

2.1 設計任務

需求如下：能承載1個正常體重成年人，要求車架具有一定強度和剛度；旅途中的搬運、駕駛性能的需求、機場對行李尺寸重量的限制等情況都要求行李箱車結構緊湊、質量盡量小；民航對電池的攜帶規定限制了鋰電池的規格，同時也要求鋰電池可方便拆卸；能較舒適的坐在上面；操作方便，能快速實現收縮搬運和展開騎乘的功能切換；主要應用于機場內、機場酒店間、景區內、市區內等短途出行的場合，因行駛距離較短、路況較好，對動力性和續航能力要求不高。綜合設計指標為：滿載100kg以內；行李箱容積20寸；最大行駛速度20km/h以內；續航能力15km左右。

2.2 結構設計

整體結構，如圖1所示。綜合考慮強度、質量和成本，車架選用6系列以上的鋁合金型材或板材焊接而成，車架包括行李箱框架、伸縮機構和轉向架3部分，行李箱殼體與行李箱框架通過鉚接固定，伸縮機構固定架固定于行李箱框架底部，伸縮機構移動架一端與轉向桿通過軸承旋轉配合，另一端與伸縮機構固定架小間隙配合，可在其中滑動，伸縮機構設有固定裝置以確保電動行李箱車在展開或收縮后伸縮機構移動架不會滑動，只需將伸縮機構移動架拉出或推入伸縮機構固定架便可完成電動行李箱車的展開或收縮，操作簡便，轉向架兼具轉向和拉桿的作用。動力方面，采用前輪輪轂電機驅動、前輪轉向、前輪制動方式使結構緊湊，24V180W電機搭配4000mAH的鋰電池確保所需的行駛和續航能力，鋰電池置于伸縮機構移動架內，充分利用空間，可拆卸的設計加上小于100WH的規格使其可攜帶上飛機。行李箱框架頂部設計的座墊，伸縮機構移動架前端設計的腳踏可提高乘坐舒適性。

圖1 電動行李車結構Fig.1 Motor-Driven Luggage Car Structure

3 車架有限元模型建立

有限元網格模型質量好壞直接影響分析結果的精準性［8］，為了獲得較精準的網格模型，先對車架在彎曲工況下應力情況進行仿真并制作實物模型進行彎曲應力試驗，將試驗結果與仿真結果做比較分析以驗證網格模型的精準性，為后續其他工況分析提供依據。

3.1 有限元理論

有限元法的基本思想是將問題的求解域化分為一系列單元，單元之間靠節點連接，用固體力學理論研究單元的性質，從建立單元位移模式入手，最終導出計算單元的剛度矩陣，其單元剛度矩陣公式可表述為：

式中：[B]-單元剛度矩陣；[D]-與單元材料有關彈性矩陣。

利用最小勢能原理，導出單元平衡方程為：

式中：{Fe}-單元等效節點力；{}δe-單元節點位移矩陣。

3.2 有限元軟件仿真

對車架進行簡化處理，忽略個別對承載力幾乎沒影響的結構，焊接處和固定連接處采用綁定接觸方式模擬，伸縮架和車架之間采用摩擦接觸，摩擦系數無窮大，處理后的車架有限元模型網格數為919362、節點數為260956、網格質量平均值大于0.86。

鋁合金材料由于其突出的綜合性能，特別是在輕量化上優秀表現，使其被越來越多的運用到車架設計上［9］，因此車架使用6061-T6鋁鎂合金材料制作。通過ANSYS Workbench模擬一個體重75kg的成年人坐在車架上的受力情況。體重80%（500N）施加在車架頂部3根方管處，體重20%（150N）施加在前方腳踏處，選取前、后輪架連接孔為約束處，約束前輪架支撐處X、Y、Z方向平動自由度，約束后輪架支撐處Y方向平動自由度，釋放所有支點的轉動自由度，載荷和約束條件如圖2所示。

圖2 載荷和約束條件Fig.2 Load and Constraint Conditions

求解該模型應力云圖，求解后可知Z向應力值較大且接近等效應力，故選取Z向作為應變片貼片方向。Z向應力云圖，如圖3所示。圖3（b）從底部往上仰視，展示最大應力。

圖3 試驗模型Z向應力云圖Fig.3 Z-Axis Stress Chart of Test Model

3.3 試驗驗證

如圖3所示，最大應力值位于前輪轉向桿和前輪架焊接處，其他較大應力區域在前輪架、后輪架、頂部橫管和腳踏處，由于前輪轉向桿和前輪架焊接處無法貼應變片，故選取其他較大應力區域進行試驗，應變片布置情況如表1、圖4所示。表1中片號對應圖4中的序號。

表1 測點位置Tab.1 Location of Measuring Points

圖4 應變片布置Fig.4 Strain Gauge Layout

測點表面清理干凈并用砂紙磨平，應變片中心貼于測點處，1號應變片貼片情況如圖5所示，電路采用四分之一橋加溫度補償方式連接，每次測量一個點的應變值，第一個點試驗設備組裝后如圖6所示。試驗過程單點多次測量，多次應變值在（±20）μm內即認為數值在誤差范圍內可用，圖6中，應變測試儀測得1號位置應變片的應變值為（-465）μm，負值表明該測點處壓縮狀態，查得6061-T6材料彈性模量為70GPa，計算得到該測點的應力值為（-32.55）MPa。

圖5 1號應變片情況Fig.5 No.1 Strain Gauge Situation

圖6 試驗設備Fig.6 Test Equipment

而在仿真模型中，該測點所在位置所對應的仿真應力值為（-29.93）MPa，如圖7所示。圖7為ANSYS軟件中，為了便于觀察，將前輪架局部解剖后的俯視圖。其他測點方法和步驟同測點1，這里不再累述，最后，將試驗所得各測點應變數據換算成應力值后和有限元中對應點仿真應力值做比較，如表2所示。表2中，個別測點誤差較高，大于10%，該點為右腳踏靠近轉向管處下方，分析原因應是腳踏與轉向管焊接處的實物形狀與有限元的理想模型形狀存在較大偏差所引起，但整體誤差在允許范圍內，且應力分布情況與仿真一致，因此認為試驗與仿真情況基本一致，該有限元模型正確。進一步分析，發現有限元數值普遍小于試驗數值，通過劃分更細的網格，可略微提高有限元數值使更加趨近于試驗值，但提升的數值很小，說明當前網格模型已經收斂，有較高精度，同時考慮巨大的計算成本，對網格不再進行細化操作。

圖7 1號測點應力值Fig.7 No.1 Point Stress Value

表2 試驗數據與有限元數據比較Tab.2 Comparisons Between Test Data and Finite Element Data

4 車架典型工況下受力分析

分析所建立的車架有限元模型在4種典型工況下受力情況，4種典型工況包括滿載彎曲工況、彎扭聯合工況、緊急制動工況和緊急轉彎工況，載荷條件方面，重力以垂直向下的集中力加載，慣性力按相應方向的集中力加載，在承載面上集中力均布，約束條件方面，施加在前、后輪架與軸的連接孔上，具體數值在下文分工況闡述。經求解得到車架在4種典型工況下的應力和總變形云圖如圖8所示。圖8中，由上而下依次滿載彎曲、彎扭聯合、緊急制動和緊急轉彎工況。

圖8 四種工況應力和總變形Fig.8 Stress and Total Deformation of Four Conditions

滿載彎曲工況主要模擬行李箱車在良好路面上勻速行駛的情況，滿載100kg，按車架自重2kg，行李和電器設備重量8kg，乘坐者體重90kg算，體重80%（720N）施加在車架頂部3根方管處，體重20%（180N）施加在前方腳踏處，行李和電器設備重量（100N）施加在車架底部4根方管上，約束前輪架支撐處X、Y、Z方向平動自由度，約束兩個后輪架支撐處Y方向平動自由度，釋放所有支點的轉動自由度，求解后所得的應力和總變形情況，如圖8所示。圖8（a）中第一幅圖中，最大應力值為97.29MPa，位于前輪轉向桿和前輪架焊接處，圖8（b）第一幅圖中，變形情況被放大30倍以方便觀察，最大變形量為0.5mm，位于腳踏端部。

彎扭聯合工況模擬行李箱車在凹凸不平路面上行駛時，其中一個后輪懸空的極限情況，加載情況與彎曲工況相同，約束前輪架支撐處X、Y、Z方向平動自由度，約束右后輪架支撐處Y方向平動自由度，釋放左后輪架支撐處所有自由度，求解后所得的應力和變形情況如圖8所示。圖8（a）第二幅圖中，應力集中在后輪架、前輪架和伸縮架處，其中右后輪架與圓管連接處應力值最大，達到了237.88MPa，三輪結構在懸空一輪情況下，應力集中到另外2個支撐處，故產生了較大的應力，在圖8（b）第二幅圖中，因為左后輪懸空，最大變形為左側座位處，最大變形量為3.3mm。

緊急制動工況模擬在滿載情況下以小于20km/h的速度剎車，剎車距離小于3m情況，設以0.5g的減速度制動，按比例施加在握桿、腳踏和座位上，約束前輪架支撐處X、Y、Z方向平動自由度，約束兩個后輪架支撐處Y方向平動自由度，釋放所有支撐處的轉動自由度，求解后所得的應力和變形情況，如圖8所示。圖8（a）第三幅圖中，最大應力值為135.01MPa，位于前輪轉向桿近底部處，且應力集中在車架前部結構上，圖8（b）第三幅圖中，最大變形量為22mm，因制動時身體向前慣性力大部分作用到握桿處，故握桿處變形量較大。緊急轉彎工況模擬在滿載時車速小于20km/h情況下以0.3g向心加速度沿Z正方向轉彎，約束前輪架支撐處X、Y、Z方向平動自由度，約束兩個后輪架支撐處Y方向平動自由度，釋放所有支撐處的轉動自由度，求解后所得的應力和變形情況如圖8所示。圖8（a）第四幅圖中，最大應力值為112.59MPa，位于前輪架處，其次右后輪處也有較大應力，圖8（b）第四幅中，最大變形量為1.2mm，位于握桿處。以上4種工況中，應力最大值出現在彎扭聯合工況下，為237.88MPa，小于6061-T6材料的屈服極限280MPa，最大變形發生于緊急制動工況下的握桿處，為22mm，在允許范圍內，因此該車架滿足強度和剛度的使用需求。

5 模態分析

模態分析是研究結構動力特性的一種方法，用于確定結構的固有頻率和振型［10］，從而使結構設計避免共振，無阻尼模態分析是經典的特征值問題，動力學問題運動方程為：

式中：[K]-剛度矩陣；θi-第i階模態的振型矢量；ωi-第i階模態的固有頻率；[M]-質量矩陣。通過有限元軟件對該車架進行自由模態分析，獲得除剛體模態外的前6階模態頻率如表3所示。

表3 車架自由模態頻率Tab.3 Free Modal Frequency of Frame

由于低階頻率對車架的振動特性影響較大，這里只列出前2階的振型圖，如圖9所示。

圖9 一階和二階振型圖Fig.9 First and Second Order Vibration Chart

電動行李箱車在行駛過程中來自路面的不平度是引起車架振動的一個重要外部激勵，來自路面激勵最大值可表示為：

式中：vmax-最大速度；Lmin-路譜值。

根據設定，電動行李箱車以不高于20km/h速度在路況良好的路面上行駛，因此vmax取20km/h，Lmin根據國標路譜，在平坦公路上行駛取值1.0，計算得最大激勵值為5.56Hz，比較表4中車架前6階頻率值，可知車架固有頻率避開來自路面的激勵頻率，不會引起共振。電機是引起車架振動的另一個重要原因，根據生產商提供的數據，無刷低速輪轂電機的激勵頻率小于10Hz，同樣避開了車架的固有頻率，不會引起共振。

6 結論

（1）設計一款可乘坐、穩定可靠且方便攜帶的電動行李箱車并建立車架有限元模型，仿真分析該模型在彎曲工況下應力情況，同時制作實物模型進行彎曲工況應力試驗，試驗數據與仿真結果基本一致，證明該有限元模型精準性。（2）車架在滿載彎曲、彎扭聯合、緊急制動和緊急轉彎4種典型工況下的最大應力值為237.88MPa，小于材料的屈服極限，最大變形量為22mm，在允許范圍內，該車架滿足使用需求。（3）通過模態分析得到車架前6階模態頻率，可知車架固有頻率避開來自路面和電機的激勵頻率，不會引起共振。（4）車架在前輪轉向架和后輪架處應力值較集中，后續有進一步輕量化優化空間。