彭婭楠，白文龍

(內(nèi)蒙古工業(yè)大學(xué) 能源與動力工程學(xué)院，內(nèi)蒙古 呼和浩特 010050)

0 引言

電動汽車(battery electric vehicle,BEV)的動力裝置為動力電池，用電機驅(qū)動車輪行駛，具有可控性強、使用成本低廉、易保養(yǎng)、低污染、低噪音的優(yōu)點，對環(huán)境影響相對傳統(tǒng)汽車較小。電動汽車比內(nèi)燃機驅(qū)動汽車的能源利用率高，它的出現(xiàn)可以緩解能源危機，降低汽車的尾氣排放污染，已經(jīng)成為汽車尤其是城市客車發(fā)展的主要方向[1]。

1 客車車身骨架有限元模型

1.1 研究對象

某公司研發(fā)的純電動客車半承載式車身骨架三維模型如圖1所示。該車身骨架外廓尺寸為8460 mm×2249 mm×2700 mm，車身骨架所用材料為低合金鋼，材料性能見表1[5]。

1.2 模型簡化

純電動客車的車身骨架為復(fù)雜的空間桁架結(jié)構(gòu)，其車身框架結(jié)構(gòu)由幾百塊方鋼焊接而成，比如蒙皮、電器、內(nèi)飾和地板等[6]?？紤]到電動客車的車身骨架三維模型太大，計算量大、用時長、成本高等，故對其進行若干簡化。

圖1 純電動公交車車身骨架三維模型

表1 車身材料性能參數(shù)

1)通過施加質(zhì)量塊的方法省去車身內(nèi)部較小的非承載式構(gòu)件(燈、扶手、坐墊、車窗玻璃等)[7]。

2)車身框架構(gòu)件中的許多孔洞對車身骨架的應(yīng)力影響相對較小[8]，將其忽略。

3)蒙皮對客車車身骨架結(jié)構(gòu)具有增強作用，但其作用甚小[9-10]，故忽略車身結(jié)構(gòu)的側(cè)圍蒙皮。

4)將非主要承載結(jié)構(gòu)的車身骨架曲率較小的曲梁(如前壁和后壁的頂梁和彎曲梁)簡化為直梁。

1.3 網(wǎng)格劃分

選擇網(wǎng)格尺寸為20 mm，包括746 422個基本元素以及1271 426個節(jié)點，建立車身骨架的三維有限元模型如圖2所示。

圖2 車身骨架網(wǎng)格劃分有限元模型

1.4 載荷處理

施加在純電動客車車身骨架上的載荷主要有靜載荷和動載荷。

靜載荷包括：

1)車身骨架的自質(zhì)量載荷。在ANSYS軟件中通過設(shè)置材料屬性以及對底盤施加作用力，可計算出車身骨架結(jié)構(gòu)的自質(zhì)量載荷[11]。

2)集中載荷。包括動力電池、電機、座椅等的集中質(zhì)量產(chǎn)生的載荷,通過在車身骨架模型上施加質(zhì)量塊來模擬。

3)均布載荷?？照{(diào)、地板等質(zhì)量分布較均勻,產(chǎn)生均布載荷,可通過對車身模型四周施加質(zhì)量塊進行模擬[12]，同時在模擬過程中假設(shè)車內(nèi)乘客也均勻分布在車廂內(nèi)部，屬于均布載荷。

在車身運動過程中,用施加在車身骨架上的作用力來模擬動載荷[13]。

2 車身骨架有限元分析

2.1 載荷

純電動客車車身骨架除承受靜載荷外[14]，還承受車輛通過不同路況時產(chǎn)生的力和力矩等動態(tài)載荷。應(yīng)避免電動客車車身結(jié)構(gòu)在運行過程中材料的破損和過度塑性變形。選取勻速工況和車輛急轉(zhuǎn)彎工況分析客車車身的強度和剛度性能。

2.2 施加質(zhì)量塊

該電動客車車身骨架總成各部分的質(zhì)量如表2所示。由表2可知：車身骨架自質(zhì)量為1321 kg，其余部分的質(zhì)量為2512 kg。綜合考慮上述集中載荷與均布載荷在車身骨架上的作用位置，采用ANSYS軟件在圖3所示的A～F位置分別施加314、235、278、715、278、692 kg(合計2512 kg)的質(zhì)量塊，模擬作用在車身骨架上的集中載荷與均布載荷。

表2 車身各部分的質(zhì)量 kg

圖3 施加質(zhì)量塊位置示意圖

2.3 勻速工況

2.3.1 施加約束條件以及作用力

1)約束條件

約束左前輪、右前輪、右后輪和左后輪支撐骨架中部位置懸架節(jié)點a、b、c、d處X、Z向的自由度[15-16]，如圖4所示，保留車輛直線行駛方向上的自由度。

圖4 勻速工況施加約束力位置示意圖

2)作用力

由表2可知,所選純電動客車車身骨架總成總質(zhì)量m=3833 kg，計算車身骨架總成所受的力

F=mg=37.563 kN，

式中：g為重力加速度，g=9.8 m/s2。

將力F施加車身骨架質(zhì)心處，如圖4所示。

2.3.2 強度、剛度分析

在Solution中加入需要分析的結(jié)果選項，即Equivalent Stress(等效應(yīng)力)和Total Deformation(總形變)，分析車身骨架的應(yīng)力及變形。

1)應(yīng)力分析。車身骨架應(yīng)力分布如圖5所示(圖中單位為MPa)。從圖5可以看出：車身骨架所受到的最大應(yīng)力為245.004 MPa，出現(xiàn)在車架底部靠近電池的位置。低合金鋼的材料屈服強度為355 MPa[17-18]。故客車車身骨架強度滿足要求。

2)變形分析。車身骨架變形如圖6所示(圖中單位為mm)。由圖6可看出:車身骨架的總體變形量較小，最大變形量出現(xiàn)在車頂尾部，即空調(diào)的安放位置，變形量為3.901 mm。國標(biāo)中后置發(fā)動機客車的最大變形參考值為10 mm[19],因此，此車身骨架剛度滿足要求。

圖5 車身骨架應(yīng)力云圖 圖6 車身骨架變形云圖

2.4 急轉(zhuǎn)彎工況

在緊急轉(zhuǎn)彎情況下，車身受到兩個力的作用[20]。一個是靜載荷所引起的力，另一個是在急轉(zhuǎn)彎時車身離心力附加給車架的橫向慣性力[21]。在ANSYS中對模型施加0.4g的橫向加速度，模擬客車在左、右急轉(zhuǎn)彎工況下的受力情況。

圖7 急轉(zhuǎn)彎工況施加約束和作用力

2.4.1 施加約束條件和作用力

1)約束左前輪、右前輪、右后輪和左后輪支撐骨架中部位置懸架節(jié)點a、b、c、d的z向自由度，如圖7所示,使車輛在x、y方向上進行急轉(zhuǎn)彎。

2)對車身施加重力加速度g、橫向加速度0.4g和車身總載荷作用力37.563 kN。

2.4.2 強度、剛度分析

1)應(yīng)力分析。因該純電動客車的動力電池在車身底部左右兩側(cè)基本對稱分布，所以左、右轉(zhuǎn)彎工況受力變化情況基本一致。圖8給出左轉(zhuǎn)彎工況車身應(yīng)力分布的仿真結(jié)果(圖中單位為MPa)，車身在車架底部縱梁靠近動力電池的位置所受的應(yīng)力最大，為343.007 MPa，該應(yīng)力由車身、動力電池的自身質(zhì)量載荷和轉(zhuǎn)彎時產(chǎn)生的離心力引起。低合金鋼車架材料的屈服強度為355 MPa，所以客車車身骨架強度滿足要求。

2)變形分析。車身變形情況如圖9所示(圖中單位為mm)。由圖9可知：客車骨架最大位移發(fā)生在客車轉(zhuǎn)彎時距轉(zhuǎn)彎中心點最遠(yuǎn)處，是由動力電池載荷和離心力共同作用所致。最大位移為5.406 mm，滿足剛度要求。

圖8 左轉(zhuǎn)彎工況車身骨架應(yīng)力云圖 圖9 左轉(zhuǎn)彎工況車身骨架變形云圖

3 車身骨架的輕量化設(shè)計

本文采用低密度鋁合金材料代替原低合金鋼車身材料，擬在保證純電動客車的強度和剛度的前提下，減小車身質(zhì)量。

3.1 基本參數(shù)

表3 選用材料參數(shù)

1)低密度鋁合金材料的性能參數(shù)如表3[22]所示。

2)優(yōu)化后車身骨架總成總質(zhì)量為3436 kg，比優(yōu)化前質(zhì)量減少397 kg，骨架總成受力

F′=mg=33.673 kN。

3.2 車身應(yīng)力及變形分析

應(yīng)力仿真結(jié)果如圖10所示(圖中單位為MPa)。由圖10可看出:車身所受最大應(yīng)力為242.278 MPa<405 MPa，強度滿足要求。

變形仿真結(jié)果如圖11所示(圖中單位為mm)。由圖11可看出:車身最大形變量為1.080 mm<10 mm，滿足剛度要求。

由圖10、11可以看出，改變車身材料對車身進行輕量化設(shè)計后，車身骨架所受應(yīng)力減小，所受最大應(yīng)力區(qū)域明顯縮小，同時車身變形不明顯。

圖10 車身骨架應(yīng)力云圖 圖11 車身骨架變形云圖

4 結(jié)論

本文對某公司研發(fā)的純電動客車半承載式車身骨架三維模型進行簡化，建立車身骨架有限元模型，仿真分析車身骨架在典型工況下的應(yīng)力和變形，在此基礎(chǔ)上對車身進行優(yōu)化，即選擇較輕的鋁合金材料代替原車身材料后，應(yīng)力和變形滿足要求，在滿足車身強度和剛度要求的同時，達到了減少車身質(zhì)量的目的。