某款純電動(dòng)客車車架靜態(tài)分析及優(yōu)化

張?jiān)霾瑢O宇波，劉 強(qiáng)

（1.中山大學(xué)智能工程學(xué)院，廣東 廣州 510006；2.廣東省智能交通系統(tǒng)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，廣東 廣州 510006；3.廣東省輕量化電動(dòng)汽車及零配件工程中心，廣東 東莞 523000）

1 引言

近年來，純電動(dòng)客車快速發(fā)展。作為純電動(dòng)客車的重要支撐，車架除了起到連接客車部件、固定電池的作用以外，還需要承受外部環(huán)境變化過程中所產(chǎn)生的動(dòng)載荷，開發(fā)過程對客車車架的強(qiáng)度和剛度有著嚴(yán)格的要求［1］。由于客車的尺寸相對較大，通過試驗(yàn)的方法難以快速發(fā)現(xiàn)客車車架的薄弱部位，而有限元仿真分析方法恰好能彌補(bǔ)傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法上述的缺點(diǎn)和不足［2］。有限元分析通過力學(xué)計(jì)算，能有效快速地找出車架的危險(xiǎn)部位并分析相應(yīng)的受力情況，從而提高開發(fā)效率，降低開發(fā)成本。

為了提高模型的運(yùn)算效率，車架所選網(wǎng)格尺寸相對較大，在后處理過程中需要采用均分方式對數(shù)據(jù)進(jìn)行處理，從而提高分析精度。對于客車車架的強(qiáng)度分析，常規(guī)的均分方式是以節(jié)點(diǎn)為中心，對節(jié)點(diǎn)周圍單元的中心應(yīng)力進(jìn)行均分，但所得應(yīng)力結(jié)果的精度不高［3-4］。因此這里將采用Optistruct 仿真軟件的新型均分算法，對某款純電動(dòng)客車車架的強(qiáng)度和剛度進(jìn)行分析計(jì)算。該算法與常規(guī)算法的不同之處在于每個(gè)單元輸出的數(shù)據(jù)量。以四邊形單元為例，新型算法每個(gè)四邊形單元輸出的應(yīng)力數(shù)據(jù)量為常規(guī)算法的4倍，提高了應(yīng)力均分結(jié)果的精度，但此算法與常規(guī)算法的運(yùn)算時(shí)長無明顯差別。這里將采用Optistruct仿真軟件的新型算法對該款客車車架的強(qiáng)度和剛度進(jìn)行相關(guān)校核，并根據(jù)靜態(tài)分析結(jié)果，利用Optistruct仿真軟件對車架結(jié)構(gòu)進(jìn)行尺寸優(yōu)化，實(shí)現(xiàn)車架的輕量化設(shè)計(jì)。

2 車架模型有限元建模

2.1 有限元均分理論

有限元仿真分析過程中，通過求解器運(yùn)算所得應(yīng)力結(jié)果均以網(wǎng)格單元為單位進(jìn)行應(yīng)力輸出，所得應(yīng)力值均為單元應(yīng)力值。為了查看更精確的應(yīng)力值，必須以節(jié)點(diǎn)為中心，將各個(gè)單元的應(yīng)力值與其周圍單元進(jìn)行均分，從而提高應(yīng)力結(jié)果的可靠性。

常規(guī)的均分算法主要將單元的中心應(yīng)力與周圍單元相應(yīng)結(jié)果進(jìn)行均分。當(dāng)網(wǎng)格尺寸大于5mm時(shí)，常規(guī)算法所得應(yīng)力結(jié)果的可靠性不高［5］。為提高應(yīng)力均分結(jié)果的可靠性，這里利用了Optistruct軟件的新型算法，通過輸出各單元的邊角數(shù)據(jù)，增加單元數(shù)據(jù)量，提高應(yīng)力均分結(jié)果的精度。

以四邊形單元為例，為得到節(jié)點(diǎn)的應(yīng)力結(jié)果，常規(guī)的均分算法如下：

式中：σ1—常規(guī)算法獲得的均分應(yīng)力值；σA、σB、σC、σD—A、B、C、D四個(gè)單元的中心應(yīng)力值。

Optistruct軟件新型算法的均分方式為：

式中：σ2—新型算法獲得的均分應(yīng)力值；σA2、σB1、σC3、σD4—A、B、C、D四個(gè)單元中最接近目標(biāo)節(jié)點(diǎn)（ID：400）的邊角應(yīng)力值，如圖1所示。相比于常規(guī)算法，新型算法獲得的應(yīng)力均分值更接近目標(biāo)節(jié)點(diǎn)的應(yīng)力值。

圖1 單元均分方式示意圖Fig.1 Schematic Diagram of Element Sharing Method

2.2 車架建模

為便于車架模型的網(wǎng)格劃分，對客車車架的三維模型進(jìn)行了簡化，去除尺寸較小的倒角和圓角，去除微小螺紋孔和通孔［6］。由于該客車車架模型比較復(fù)雜，不利于網(wǎng)格劃分，所以建模策略為：將整車骨架分為上車架部分和下車架部分，上車架包括頂蓋骨架和側(cè)邊骨架部分，下車架部分包括大梁及地板骨架結(jié)構(gòu)；利用HyperMesh軟件對客車車架模型抽取中面，并對相關(guān)中面進(jìn)行網(wǎng)格劃分，所選網(wǎng)格類型為四邊形單元，網(wǎng)格基本尺寸選擇15mm［7］。

本車型車身的CAE有限元模型共包含節(jié)點(diǎn)382981個(gè)、網(wǎng)格總數(shù)為375511個(gè)。實(shí)際生產(chǎn)中車架各個(gè)管件之間的連接方式主要采用焊接、鉚接等不同連接方式，為了降低車架的建模難度，對車架的連接方式進(jìn)行簡化，管件之間均采用RBE2 單元模擬連接，共建立1199個(gè)RBE2單元。為了更好地模擬客車不同零部件的質(zhì)量分布，對該客車車架的CAE模型進(jìn)行配重［8］。車架模型的簡化結(jié)果，如圖2所示。

圖2 車架有限元簡化模型Fig.2 Simplified Finite Element Model of the Frame

客車的車架材料均采用Q345B，材料參數(shù)為彈性模量：210000MPa，泊松比：0.3，密度：7850kg/m3，屈服強(qiáng)度：345MPa，抗拉強(qiáng)度：470MPa。客車配重情況，如表1所示，其中，客車的電池總共6塊（客車中部布置4塊、尾部2塊）。

表1 整車部件質(zhì)量清單Tab.1 Quality List of Bus Components

車架所選單元平均尺寸為15mm，該尺寸的網(wǎng)格單元按常規(guī)算法均分所得的應(yīng)力結(jié)果精度不高。為了提高精度，利用Hyper-Mesh 軟件中的“GLOBAL_OUTPUT_REQUEST”控制卡片，輸出車架所有網(wǎng)格單元的邊角數(shù)據(jù)，同時(shí)激活了模型后處理過程中應(yīng)力均分的邊角選項(xiàng)欄，提高了應(yīng)力云圖中所得均分應(yīng)力結(jié)果的精度。控制卡片的相關(guān)設(shè)置，如圖3所示。

圖3 控制卡片設(shè)置圖Fig.3 Control Card Settings

3 車架強(qiáng)度與剛度分析

3.1 滿載彎曲工況

通過CONM2單元代替客車的電池、電機(jī)和其他部件及乘客的質(zhì)量［9］，模擬客車的滿載工況，客車滿載質(zhì)量為14t。利用Optistruct仿真軟件模擬客車在滿載彎曲工況下行駛在水平路面上的應(yīng)力分布及整車變形情況。通過施加豎直方向向下的重力載荷，分析客車處于水平狀態(tài)時(shí)，車架的整體強(qiáng)度和剛度。定義客車縱向?yàn)閄方向、寬度方向?yàn)閅方向、高度方向?yàn)閆方向。邊界條件為：約束左前輪Z方向自由度，右前輪Y、Z方向自由度，左后輪X、Z方向自由度，右后輪X、Y、Z方向自由度。

為了便于查看應(yīng)力集中區(qū)域，四種典型工況的應(yīng)力云圖突出顯示應(yīng)力不小于30MPa的區(qū)域，其余區(qū)域?yàn)榛疑樘岣呔龋稍贖yperView中勾選已被激活的“Use corner date”選項(xiàng)欄，從而調(diào)用單元的邊角數(shù)據(jù)，所選均分方式為“Simple”。為便于查看變形情況，變形結(jié)果放大100倍。車架在滿載彎曲工況下的應(yīng)力結(jié)果，如圖4所示。變形結(jié)果，如圖5所示。

圖4 滿載彎曲工況應(yīng)力云圖Fig.4 Stress Cloud Diagram under Full Load Bending Conditions

圖5 滿載彎曲工況位移云圖Fig.5 Displacement Cloud Diagram under Full Load Bending Conditions

由圖4可知車架最大應(yīng)力值為155.17MPa，位于右側(cè)電池包附近的車架梁上。車架材料均為45鋼，其屈服強(qiáng)度為345MPa，因此車架在滿載彎曲工況的安全系數(shù)為2.44，滿足設(shè)計(jì)的強(qiáng)度要求。從圖5可知，車架在滿載彎曲工況的最大位移為3.91mm，最大變形位于車架底部的中心位置，未超過預(yù)期目標(biāo)，滿足設(shè)計(jì)的剛度要求。

3.2 滿載扭轉(zhuǎn)工況

車架在滿載扭轉(zhuǎn)工況的強(qiáng)度與剛度分析主要模擬客車行駛在左右不平的路面時(shí)，車架的應(yīng)力分布及整車的變形情況。由于該款純電動(dòng)客車共有6塊電池，其中，兩塊安放在尾部，從而導(dǎo)致客車重心偏后。因此選取客車的右后輪，使其脫離地面懸空；其他車輪依舊與地面接觸，約束部分平動(dòng)自由度。具體邊界條件為：約束左前輪X、Y、Z方向自由度，右前輪X、Z方向自由度，左后輪Y、Z方向自由度，右后輪釋放。

車架在滿載扭轉(zhuǎn)工況下的應(yīng)力結(jié)果，如圖6 所示。變形結(jié)果，如圖7所示。由圖6可知，車架的最大應(yīng)力值為341.4MPa，最大應(yīng)力位于后橋左輪懸架前側(cè)與車架之間的焊接位置。車架最大應(yīng)力未超過材料的屈服極限，安全系數(shù)為1.01，滿足設(shè)計(jì)的強(qiáng)度要求。

圖6 滿載扭轉(zhuǎn)工況應(yīng)力云圖Fig.6 Stress Cloud Diagram under Full Load Torsion

由圖7 可知，客車車架在滿載扭轉(zhuǎn)工況的最大位移量為6.78mm，最大變形主要位于右后端頂部支架，與實(shí)際工況相符，最大變形未超過預(yù)期目標(biāo)，滿足設(shè)計(jì)的剛度要求。

圖7 滿載扭轉(zhuǎn)工況位移云圖Fig.7 Displacement Cloud Diagram under Full Load Torsion

3.3 緊急轉(zhuǎn)彎工況

車架在緊急轉(zhuǎn)彎工況的強(qiáng)度與剛度分析主要模擬客車行駛在水平路面，并以0.4g作用于Y軸正方向的加速度緊急轉(zhuǎn)彎時(shí)，客車車架的應(yīng)力分布及整車的變形情況［10］。邊界條件為：約束左前輪Z方向自由度，右前輪Y、Z方向自由度，左后輪X、Z方向自由度，右后輪X、Y、Z方向自由度。

客車車架在緊急轉(zhuǎn)彎工況下的應(yīng)力結(jié)果，如圖8所示。變形結(jié)果，如圖9所示。由圖8可知，車架在緊急轉(zhuǎn)彎工況下的最大應(yīng)力值為155.4MPa，最大應(yīng)力位于客車右側(cè)電池包周圍的車架梁上且集中于焊接位置。車架在此工況下的安全系數(shù)為2.22，故而滿足設(shè)計(jì)的強(qiáng)度要求。

圖8 緊急轉(zhuǎn)彎工況應(yīng)力云圖Fig.8 Stress Cloud Diagram of Emergency Turning Conditions

由圖9可知，車架在緊急轉(zhuǎn)彎工況下的最大位移為3.85mm，主要位于右邊車架的中間部位，與實(shí)際工況相符，車架的最大位移量未超過預(yù)期目標(biāo)，滿足設(shè)計(jì)的剛度要求。

圖9 緊急轉(zhuǎn)彎工況位移云圖Fig.9 Displacement Cloud Diagram of Emergency Turning Conditions

3.4 緊急制動(dòng)工況

客車車架在緊急制動(dòng)工況的強(qiáng)度與剛度分析主要模擬客車行駛在水平路面，并以0.8g作用于X軸正方向（行駛方向?yàn)閄軸負(fù)方向）的加速度緊急制動(dòng)時(shí)，客車車架的應(yīng)力分布及整車的變形情況。邊界條件為：左前輪和左后輪約束X、Z方向自由度，右前輪和右后輪約束X、Y、Z方向自由度。客車車架在緊急制動(dòng)工況下的應(yīng)力結(jié)果，如圖10所示。變形結(jié)果，如圖11所示。

圖10 緊急制動(dòng)工況應(yīng)力云圖Fig.10 Stress Cloud Diagram of Emergency Braking Conditions

圖11 緊急制動(dòng)工況位移云圖Fig.11 Displacement Cloud Diagram of Emergency Braking Conditions

由圖10可知，車架的最大應(yīng)力值為155.1MPa，最大應(yīng)力位于客車中部的電池包與儲(chǔ)氣瓶之間的車架梁上且集中于焊接位置。通過分析計(jì)算可知，客車車架在緊急制動(dòng)工況下的安全系數(shù)為2.22，滿足設(shè)計(jì)的強(qiáng)度要求。

如圖11 所示，客車在緊急制動(dòng)工況下，車架的最大位移為3.84mm，最大變形位于客車車架底部的中心位置，最大位移量未超過預(yù)期目標(biāo)，滿足設(shè)計(jì)的剛度要求。

4 車架結(jié)構(gòu)優(yōu)化

通過上述靜態(tài)分析可知，客車車架的強(qiáng)度和剛度均滿足設(shè)計(jì)要求，但是車架仍存在可優(yōu)化的空間。選擇車架頂蓋、車架頭部、車架尾部、左右兩側(cè)車架、底部主梁、底部支梁以及支撐梁的截面厚度作為設(shè)計(jì)變量；選取車架在緊急轉(zhuǎn)彎和緊急剎車工況下的應(yīng)力、在滿載扭轉(zhuǎn)工況的位移以及整車質(zhì)量為目標(biāo)變量；車架在滿載扭轉(zhuǎn)工況的最大應(yīng)力值最小化為優(yōu)化目標(biāo)；通過限制設(shè)計(jì)變量和目標(biāo)變量的上下限值，在滿足強(qiáng)度要求的前提下，實(shí)現(xiàn)整車輕量化。利用Optistruct軟件采用尺寸優(yōu)化方法進(jìn)行6次迭代計(jì)算后得到優(yōu)化結(jié)果。對優(yōu)化后車架鈑金件的厚度進(jìn)行處理得到其優(yōu)化結(jié)果，如表2所示。

表2 優(yōu)化構(gòu)件截面厚度對照表Tab.2 Cross-Section Thickness Comparison Table for Optimized Components

優(yōu)化后車架的質(zhì)量由1698kg減少到1423kg，減輕257kg。優(yōu)化后，車架在滿載扭轉(zhuǎn)工況下的最大應(yīng)力為317MPa，相比原車架減小了7.15%；最大變形量為7.35mm，增加了8.4%，滿足設(shè)計(jì)要求。車架在緊急轉(zhuǎn)彎工況下的最大應(yīng)力為198.8MPa，在緊急剎車工況下的最大應(yīng)力為231.6MPa，均未超過許用值，滿足設(shè)計(jì)要求，因此該優(yōu)化方案可行。

5 結(jié)論

利用Optistruct仿真軟件對客車車架在四種典型工況下的應(yīng)力及位移量進(jìn)行了相關(guān)的分析計(jì)算。分析結(jié)果表明：對比四種不同工況，車架在滿載扭轉(zhuǎn)工況下的應(yīng)力及變形量最大，最大應(yīng)力位于電池包附近的車架梁位置，最大應(yīng)力和最大變形量分別為341.4MPa 和6.78mm，均未超過許用值。因此該款客車的強(qiáng)度和剛度均滿足設(shè)計(jì)要求。對車架模型優(yōu)化后，車架質(zhì)量減輕了257kg；滿載扭轉(zhuǎn)工況下車架最大應(yīng)力為317MPa，相比原車架減小了7.15%，最大變形量為7.35mm，增加了8.4%；緊急轉(zhuǎn)彎工況下其最大應(yīng)力為198.8MPa，緊急剎車工況下為231.6MPa，均未超過許用值，滿足設(shè)計(jì)要求。綜上可知，本次優(yōu)化取得了較好的優(yōu)化效果。