基于ANSYS的新能源輕量化汽車車架分析與設計

陳和娟

(無錫商業職業技術學院，江蘇 無錫 214153)

0 引言

隨著新能源汽車快速崛起，汽車產業核心競爭力在變革，低碳、電動、智能化成為未來新能源汽車的發展方向。新能源汽車動力來源有兩種：一種是油電混合動力，另一種是純電動類型。油電混合動力類型是以燃油發動機作為主要動力，電動機作為輔助動力；純電動類型是以特斯拉為代表的純電車型。

世界鋁業協會研究表明，車身質量對能量消耗具有很大影響，車質量每減少10%，能耗隨之減少6%～8%[1]。相比油電混合動力車型，純電動汽車徹底擺脫了燃油發動機。因此，在保證強度和安全性能的前提下，電動汽車需盡可能地降低整車質量。車架是汽車的核心零部件之一，承載了大部分零部件和貨物的質量，強度和剛度必須滿足一定的要求。車架輕量化技術應用是提升新能源汽車性能的創新應用，在汽車工業中具有廣闊的前景。

1 技術要求

車架輕量化材料主要分為兩類，一類是高強鋼材料，包括普通高強鋼、先進高強鋼以及超高強鋼；另一類是低密度材料，包括鋁合金、鎂合金、塑料、復合材料等。在結構方面，車架設計需兼顧賽車手駕駛時操作空間舒適性、車輛發生碰撞時保護賽車手安全性以及制造過程裝配工序和使用過程維修處理的方便性等環節。根據“2020全國新能源汽車關鍵技術技能大賽”的賽制要求，車架采用下鋁、上鋼、復合材料覆蓋的總體結構設計，底板框架采用強度不低于6063無縫鋁合金管件的輕量化材料焊接而成，底板框架貫穿車輛前后并清晰可見，防滾架和車架均要求采用鋼管桁架式結構，車架的水平輪廓尺寸不得小于底板框架的大小；駕駛艙與驅動系統、控制系統、動力電池之間須有一個防火墻。駕駛艙整個底部裝配車身底板，保證賽車手在任何情況下都不接觸地面，并防止雜物進入駕駛艙[2]。

2 方案步驟

車架要輕量化，還要有一定的強度和剛度。車架設計時，首先確定車架整體輪廓和尺寸，再根據人機工程性能，確定駕駛艙座椅、方向盤、加速踏板、制動踏板的位置，然后進行有限元分析，確定最佳設計方案[3]。

3 分析與設計

3.1 車架輪廓與尺寸

車架由豎桿和橫桿組成，其形式主要有邊梁式和中梁式兩種。邊梁式車架由兩根位于兩邊的豎桿和若干根橫桿組成，將豎桿與橫桿焊接連接成堅固的剛性構架；底板框架的最大長度(外緣)≥ 2160mm，最大寬度(外緣)≥550mm，輪距≥1600mm。從俯視圖上看，鼻翼不得超出前輪輪胎前端 600mm，要求和前輪輪胎外緣等齊；尾翼不得超出后輪胎后端500mm，要求和后輪輪胎外緣等齊；鼻翼的橫向部分距離地面的高度不得超過 250mm。所有空氣動力學裝置的連接方式，都必須能保持足夠的強度，以保證賽車在行駛時不會出現過度的震動或掉落。車架設計外形輪廓和尺寸如圖1、表1所示。

圖1 車架輪廓

表1 車架設計輪廓尺寸

3.2 內部構件位置

駕駛的舒適性、視野對賽車手技能的發揮起著至關重要的作用。為了使駕駛艙適合賽車手舒適，利于賽車手隨時靈活應對賽場狀態，設計要求主駕位置左右護欄中心線的最大寬度≥1000mm，賽車手位置左右護欄的最高點距離座椅上平面最低點的垂直距離≥300mm。座椅要符合人體工程學，對受力集中的部位進行局部加強，賽車手頭盔與防滾架、車架構成的外側平面之間的距離≥200mm，與防滾架最高外緣水平面的距離≥180mm，距離防滾架最高構件與前部橫梁的連線之間的垂直距離(相當于車輛四輪水平朝天)≥100mm；賽車手肩部、軀干、臀部、大腿、膝蓋、手臂、手肘、手與防滾架構成的內側平面之間的距離≥100mm；方向盤最高邊緣距離防滾架最高構件與前部橫梁的連線之間的垂直距離(相當于車輛四輪水平朝天)≥50mm。駕駛艙主要尺寸如表2所示。

表2 駕駛艙主要尺寸

3.3 有限元分析

在滿足上述設計要求的基礎上，校驗車架的強度和剛度。利用SolidWorks建立賽車車架三維實體幾何模型，將模型離散化，并將結構體所受實際載荷分別作用到各單元體上，最后求出各單元體節點力和位移[4]。有限元分析可進一步指導設計師對結構耐久性、操縱穩定性、可靠性、安全性等性能進行優化，進一步解決結構輕量化的問題。

1)網格劃分

車架底盤選用Φ25mm×25mm×1mm 6063鋁方管；主梁、輔梁分別選用Φ25mm×1.6mm、20mm×1.2mm 4130航空管。4130航空管彈性模量為211GPa，泊松比為0.279，質量密度為7850kg/m3[5]，完成賽車架幾何建模及清理的模型如圖2所示。將三維建模導入ANSYS有限元軟件，劃分網格。網格類型為三角形網格和四邊形網格混用。網格劃分如圖3所示。

圖2 幾何模型

圖3 網格劃分

2)剛度分析與測試

車架的剛度包含彎曲剛度和扭轉剛度。彎曲剛度體現了車架在受到垂向載荷作用時抵抗彎曲變形的能力，扭轉剛度體現了車架在崎嶇不平路況下行駛時車身結構抵抗扭轉變形的能力[6]。根據賽制要求，進行彎曲剛度、扭轉剛度分析計算，并完成了抗扭轉性能測試。

彎曲剛度分析時，假設車架縱向張力相同，將車架簡化成一根彎曲剛度均勻的簡支梁，在簡支梁上任一點施加一垂向載荷，如圖4所示，彎曲剛度載荷如圖5所示，彎曲工況變形如圖6所示，計算車架的彎曲剛度[7]如式(1)和式(2)所示。

圖4 車架彎曲剛度分析示意圖

圖5 彎曲剛度載荷

圖6 彎曲工況變形圖

(1)

(2)

式中:EI為彎曲剛度，N·m2；F為施加的集中載荷，N；L為兩個支撐點間的縱向距離，m；a為前支撐點到加載點的距離，m；b為后支撐點到加載點的距離，m；Z為載荷施加點處垂向變形量，mm。

施加載荷對稱，經計算得EI= 51100N·m2，由此可判斷車架彎曲剛度合理。

扭轉剛度分析時，將車架看成是扭轉剛度均勻的桿件，對其加載設定如圖7所示，彎曲工況變形如圖8所示。計算公式如式(3)所示。

圖7 扭轉剛度載荷

圖8 扭轉工況變形圖

(3)

式中：GJ為車架扭轉剛度值；T為車架所受力矩；L為轎車車身軸距；δ為車架前、后軸的相對扭轉角。

經計算得GJ=3 731.05 (N·m/deg)，車架扭轉剛度充足。

進行抗扭轉性能測試時，檢測車架、車身、底板的柔性變形和應力后恢復的性能。進行抗扭轉性能測試時，要求駕駛艙的右前、左后角承受合適的向下預緊力，用液壓千斤頂給車輛底板的右后角位置施加5min、150～200kg的向上壓力。模擬賽項，在車輛右后方加載2000N的力，如圖9所示，總變形只有3.6mm，如圖10所示。變形量小，說明安全性高。整體設計如圖11所示。

圖9 模擬賽項扭轉剛度載荷

圖10 模擬賽項扭轉工況變形圖

圖11 優化后車架的整體設計

4 結語

通過對車架的設計，建立參數化模型，對車架的彎曲剛度、扭轉剛度和模擬賽項扭轉剛度進行有限元分析，減小鋼管壁厚，增加三角穩定結構。優化后的車架彎曲剛度為51100N·m2，扭轉剛度為3731.05N·m/deg，相比前期設計開發，分別提升了 8%和11%，車輛的安全性得到了提高。根據分析篩選的設計變量進行優化，獲得車架最小質量為35kg，按照模擬賽制參加比賽，測試車架總變形只有3.6mm，達到了賽規設計的要求，滿足了對賽車進行輕量化改進的目的。