張新明 周文明 劉海濤

摘 要：在公司某款電動三輪車車架開發(fā)過程中引入有限元分析技術，應用UG NX10.0對電動三輪車車架在彎曲、制動、轉彎三種典型工況下進行靜態(tài)分析，并進一步對電動三輪車車架進行模態(tài)分析，分析結果對研發(fā)設計提供了理論依據(jù)，同時為后續(xù)車架改進設計提供了技術指導。

關鍵詞：電動三輪車車架;UG;有限元分析

Abstract： The finite element analysis technology is introduced into the development of an electric tricycle frame. UG NX10.0 is applied to the static analysis of the electric tricycle frame under three typical working conditions of bending， braking and turning， and the modal analysis of the electric tricycle frame is further carried out. The analysis results provide a theoretical basis for the research and development of the design， and provide technical guidance for the subsequent frame improvement design.

Key Words： electric tricycle frame;UG;finite element analysis

0 引言

現(xiàn)階段電動三輪車行業(yè)在研發(fā)設計過程中存在粗放式設計的現(xiàn)象，憑借研發(fā)設計人員的經(jīng)驗主導產(chǎn)品研發(fā)，待車型開發(fā)完畢制作樣車進行可靠性驗證，通過實驗驗證確定產(chǎn)品是否滿足性能要求。這種憑經(jīng)驗的粗放式設計導致產(chǎn)品研發(fā)周期過長，無法快速應對市場的需求，同時已跟不上電動三輪車市場產(chǎn)品更新的速度。

根據(jù)電動三輪車市場的多變形勢，公司研發(fā)部門快速響應，在某款電動三輪車車架研發(fā)過程中引入有限元設計手段，分別對電動三輪車車架進行靜態(tài)和模態(tài)分析，分析結果對研發(fā)設計提供了理論依據(jù)，同時為后續(xù)車架改進設計提供了技術指導，從而達到縮短研發(fā)周期，降低產(chǎn)品成本的目的。

1 車架三維模型建立

公司研發(fā)設計的某款電動三輪車車架采用邊梁式結構，車架主要是由前斜梁、左右縱梁、中縱梁、前橫梁、中橫梁、后橫梁等通過焊接組合而成。車架大部分材料為管類和板類折彎件。在確保后續(xù)有限元分析結果的準確性前提下，根據(jù)有限元分析簡化原則[1-2]，本文對車架進行了簡化，取消掉了部分安裝配合的孔和局部線束壓線卡等小零件，根據(jù)設計方案，在UG NX10.0中創(chuàng)建本文研究的某款電動三輪車車架，如圖1所示，對應零部件明細如表1所示。

2 有限元模型的建立

2.1 設置材料屬性

本文研究的某款電動三輪車車架主要是由管類件和板類件構成，材料均為Q235A，其材料屬性見表2。

2.2 定義單元類型、連接和焊點處理

電動三輪車車架的大部分零部件其材料壁厚遠小于該零件的其它尺寸，為此參照有限元分析單元選取規(guī)范，本文在建模時采用薄殼單元[3-5]。

本文研究的電動三輪車車架通過二氧化碳氣體保護焊將各零部件焊接在一起，為此在UG NX10.0仿真對象類型中選取“面面粘連”和“邊面粘連”將車架各零部件連接。同時對于車架主要承重件，駕駛員、動力源、車箱及滿載貨物通過集中質(zhì)量的方式與車架安裝接觸面相連接。

2.3 網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格劃分是有限元分析里重要的一個環(huán)節(jié)，網(wǎng)格劃分的質(zhì)量直接影響分析的精度和計算成本[6]。本文所研究車架采用2D四邊形單元進行網(wǎng)格劃分，該車架有限元模型共計115 503個單元，117 441個節(jié)點。完成的電動三輪車車架有限元模型如圖2所示。

3 有限元分析

3.1 靜態(tài)分析

本文研究的電動三輪車主要使用場景為城鄉(xiāng)短途物流運輸、蔬菜水果批發(fā)市場的物流運輸環(huán)境。為了充分模擬該款車型的使用工況，本文針對車輛滿載彎曲工況、滿載制動工況、滿載轉彎工況進行有限元分析。

本文研究的電動車車架載荷主要是由車輛駕駛員、動力源、車箱及滿載貨物引起的，各載荷數(shù)值見表3。

3.1.1 滿載彎曲工況

滿載彎曲工況是模擬電動三輪車在滿載貨物情況下靜止或者勻速行駛在良好路面，車架受載荷作用的應力分布和位移變形情況。根據(jù)實際狀況，將車架前立套、左右板簧連接部位的x/y/z方向的平動和旋轉自由度進行約束。添加邊界條件后的有限元模型如圖3所示。

電動三輪車車架位移云圖如圖4、圖5所示。最大位移為0.98 mm，集中在右側電瓶支架Ⅰ和電瓶支架Ⅱ后端部連接部位，其余部位位移較小。

電動三輪車車架應力云圖如圖6、圖7所示。最大馮氏應力值為211.06 MPa，集中在右側電瓶支架Ⅰ后端部。電瓶支架Ⅱ右端部應力值為192.98 MPa，其余部位應力較小。最大應力小于材料的許用應力。

3.1.2 滿載制動工況

滿載制動工況是模擬電動三輪車在滿載貨物行駛車輛緊急制動，車架受載荷作用的應力分布和位移變形情況。根據(jù)《GB7258-2017 機動車運行安全技術條件》規(guī)定，三輪摩托車制動初速度在30 km·h-1狀況下，滿載制動距離要≤7.5 m，從而得到車輛制動減速度4630 mm·s-2。根據(jù)實際狀況，將車架前立套、左右板簧連接部位的x/y/z方向的平動和旋轉自由度進行約束。電動三輪車車架受駕駛員、動力源、車箱滿載貨物的垂向載荷，同時在車輛前進方向添加4630 mm/s-2減速度。添加邊界條件后的有限元模型如圖8所示。

電動三輪車車架位移云圖如圖9、圖10所示。最大位移為0.59 mm，集中在左側座椅支架Ⅰ和座椅支架Ⅱ焊接的前端部。右側座椅支架Ⅰ和座椅支架Ⅱ焊接的前端部位移為0.58 mm，其余部位位移較小。

電動三輪車車架應力云圖如圖11、圖12所示。最大馮氏應力值為169.67 MPa，集中在左前板簧吊耳與左縱梁焊接部位，該部位最大應力遠遠小于材料的許用應力。

3.1.3 滿載轉彎工況

滿載轉彎工況是模擬電動三輪車在滿載貨物轉彎時產(chǎn)生離心力，車架受離心力作用的應力分布和位移變形情況。實際工作中，車箱上滿載貨物產(chǎn)生的離心力要遠遠大于駕駛人員和動力源產(chǎn)生的離心力。根據(jù)該車型開發(fā)設計標準，該款電動三輪車轉彎車速為10 km·h-1，最小轉彎半徑為2.9 m，從而得到車輛轉彎離心力為2661 N。根據(jù)實際狀況，將車架前立套、左右板簧連接部位的x/y/z方向的平動和旋轉自由度進行約束。電動三輪車車架受駕駛員、動力源、車箱滿載貨物的垂向載荷，同時在車輛左轉彎的反方向?qū)ω浵浼匈|(zhì)量施加離心作用力。添加邊界條件后的有限元模型如圖13所示。

電動三輪車車架位移云圖如圖14、圖15所示。最大位移為1.03 mm，集中在右側電瓶支架Ⅰ和電瓶支架Ⅱ后端部連接部位。左側電瓶支架Ⅰ和電瓶支架Ⅱ后端部連接部位位移為1.02 mm，其余部位位移較小。

電動三輪車車架應力云圖如圖16、圖17所示。最大馮氏應力值為216.99 MPa，集中在右側前板簧吊耳與右縱梁焊接部位，該部位最大應力小于材料的許用應力。

通過對電動三輪車架三種典型工況分析，車架最大變形量為1.03 mm，滿足該車架設計標準小于1.5 mm的要求。同時車架最大應力均小于材料的許用應力，因此該電動三輪車車架強度是可靠的。

3.2 模態(tài)分析

電動三輪車在行駛過程中，車架主要受到兩種激勵[7]：一是路面不平度通過輪胎傳遞給車架的激勵，另一種是安裝在車架上的電機引起的振動。實際工作過程中，由電機引起的振動對車架影響很小，因此本文主要分析路面不平度的影響。當路面不平度傳遞的激勵頻率臨近電動三輪車車架的某一固有頻率時，就會出現(xiàn)共振現(xiàn)象，極易造成車架某一零部件的功能失效，十分危險。本文計算電動三輪車車架在自由狀態(tài)下的前十六階模態(tài)，前六階模態(tài)為剛體模態(tài)不予考慮，固有頻率見表4。

電動三輪車車架第一階固有頻率為34.75 Hz，振型為車架的整體扭轉，最大振動位移量為0.72 mm，主要集中在前立套的上端部。如圖18所示。

電動三輪車車架第二階固有頻率為36.35 Hz，振型為車架的整體彎曲，最大振動位移量為0.56 mm，主要集中在前立套的上端部。如圖19所示。

電動三輪車車架第三階固有頻率為55.88 Hz，振型為車架的整體扭轉，最大振動位移量為0.48 mm，主要集中在右縱梁后端部。如圖20所示。

電動三輪車車架第四階固有頻率為62.34 Hz，振型為車架的整體彎曲，最大振動位移量為0.51 mm，主要集中在前立套中部。如圖21所示。

電動三輪車車架第五階固有頻率為69.67 Hz，振型為車架的整體扭轉，最大振動位移量為0.45 mm，主要集中在右縱梁后端部。如圖22所示。

電動三輪車車架第六階固有頻率為86.46 Hz，振型為車架控制器托架局部振動，最大振動位移量為1.86 mm，主要集中在控制器托架前端部。如圖23所示。

電動三輪車車架第七階固有頻率為90.09 Hz，振型為車架整體彎曲扭轉，最大振動位移量為0.83 mm，主要集中在右側電瓶支架Ⅰ和電瓶支架Ⅱ后端部連接部位。如圖24所示。

電動三輪車車架第八階固有頻率為98.79 Hz，振型為車架整體彎曲扭轉，最大振動位移量為0.71 mm，主要集中在右側電瓶支架Ⅰ和電瓶支架Ⅱ后端部連接部位。如圖25所示。

電動三輪車車架第九階固有頻率為101.64 Hz，振型為車架的控制器托架局部振動，最大振動位移量為1.87 mm，主要集中在車架的控制器托架中間部位。如圖26所示。

電動三輪車車架第十階固有頻率為111.24 Hz，振型為車架的整體彎曲，最大振動位移量為0.79 mm，主要集中在車架的控制器托架前端部。如圖27所示。

本文研究的電動三輪車設計最高車速為55 km·h-1，根據(jù)該款電動三輪車使用工作環(huán)境，平坦公路路面不平度波長[8-9]：1～6.3 m，選擇路面不平度最小波長為1 m，從而得到路面不平度產(chǎn)生的激勵頻率為15.3 Hz。車架第一階固有頻率為34.75 Hz，高于路面不平度產(chǎn)生的激振頻率，不會形成共振，因此本文研究的電動三輪車車架具有良好的頻率特性。

4 結論

本文在公司某款電動三輪車車架開發(fā)過程中引入有限元分析技術，應用UG NX10.0對電動三輪車車架進行靜態(tài)和模態(tài)分析，通過分析得出該款車架的結構是可靠的，能夠滿足使用環(huán)境的要求。同時在對車架靜態(tài)分析過程中發(fā)現(xiàn)，車架局部應力是比較大的，特別是支撐電瓶的支架以及板簧吊耳與縱梁焊接部位，該兩處部位在車架的改進優(yōu)化時應特別注意，可通過焊接加強板的方式加強較薄弱部位。車架應力變化較小部位，如車架前橫梁、后橫梁等，可通過調(diào)整材料規(guī)格實現(xiàn)車架輕量化。

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