研究微型電動汽車車架設計，既滿足強度要求，又能提高材料利用率

文/勇哥

引言

隨著人們環保意識的加強，微型電動汽車作為一種零排放、節能效果好的新能源汽車，受到各國家及各汽車廠商的重視。

車架的重量及其分布和動靜態特性直接影響整車的動力性能與安全性能，因此，選擇合理的車架結構形式及尺寸參數對其進行輕量化設計，使其具備良好的特性是十分重要的。

輕量化的實施能減少原材料的消耗、降低生產成本，還能提高電動汽車的續航里程。本文對微型電動汽車車架進行多目標驅動優化設計，選擇滿載彎曲工況作為分析工況，使其既滿足強度要求，又能最大限度地提高材料利用率。

原車架力學特性分析及改進

微型電動汽車車架靜態分析可以計算車架的變形量和應力分布，以找出設計的缺陷和薄弱環節，提高設計質量及結構的可靠性。利用模態分析方法可直接評估結構物的固有振動特性，從而使車架結構設計避免共振，對車架的設計具有指導意義。

同時，車架的低階固有頻率和振型對其影響最顯著。在質量相近的情況下，這種影響表現為:低階固有頻率越高，剛度越高，乘坐舒適性越好。

1.原車架力學特性分析

在Creo軟體中建立微型電動汽車車架的三維模型，然後導入ANSYSWorkbench軟體中，設置車架材料為Q235，並進行網格劃分。

首先採用solid187單元(含中間節點的四面體單元)對車架整體進行自由網格劃分，全局尺寸控制為5mm;然後運用局部網格控制修補質量較差的網格。網格單元數約為79萬個，節點數約為155萬個，通過網格無關性驗證。

選擇最典型及影響較大的滿載彎曲工況為分析工況，限制車架與彈簧、板簧連接點的所有自由度。車架承受的載荷由電池、乘客、支架和頂棚等部件的重量及車架自身的重量組成。原車架所受載荷及約束如圖1所示。

原車架變形、等效應力、第一階振型和第二階振型如圖2所示。從圖2a中可以看出，原車架最大變形位於第三排座位支撐梁位置，最大變形值為1.2025mm;從圖2b中可以看出，最大等效應力位於中部縱梁和後部橫樑連接位置，最大等效應力值為88.30MPa。

從圖2c、圖2d中可以看出，車架的第一階、第二階固有頻率分別為40．276Hz、41．330Hz，車架的第一階固有頻率遠離路面的激勵頻率範圍(低於20Hz)，可有效避免電動汽車車架在運行過程中發生共振，保證電動車的乘坐舒適性。

2.原車架改進設計

從圖2中可以看出，原車架安全係數和強度餘量均偏大，結構較穩定，有很大的改進空間。根據輕量化原則，考慮減少支撐前兩排乘客的縱梁數量或改變梁的截面尺寸，加固支撐第三排乘客的橫、縱梁，簡化支撐動力電池的梁結構，在保證車架可靠性的基礎上，對車架進行輕量化改進設計。

車架改進後的位置如圖3所示。

圖3中，在改進位置1、改進位置3將原車架8#槽鋼改為6.3#槽鋼;在改進位置2簡化梁布局;在改進位置4簡化梁布局，並將原車架8#槽鋼、4#角鋼改為6.3#槽鋼;在改進位置5簡化梁布局，並加固第三排座位;在改進位置6將原車架6.3#槽鋼改為4#角鋼;車架其他位置梁的數量和尺寸保持不變。

3.改進後車架力學特性分析

改進後的車架變形、等效應力、第一階振型和第 二階振型如圖 4 所示。

從圖4a中可以看出，改進後的車架最大變形值為1.5459mm，位於車架中間支撐橫樑位置;從圖4b中可以看出，最大等效應力值為155.89MPa，位於中部縱梁和後部橫樑連接位置，較原車架最大等效應力增大了67.46MPa。

從圖4c、圖4d中可以看出，車架的第一階、第二階固有頻率分別為31.597Hz、31.827Hz，振動變形多發生在第一、第二排座位，第一、第二排座位之所以變形較大是因為座位相對於底盤為外伸梁結構，較易發生振動變形，除此之外，車架其他部分的振動變形均較小，振型比較光滑，結構較穩定。改進後的車架與原車架主要力學性能對比如表1所示。

從表1中可以看出，改進後的車架質量減少72.13kg，降低了26.83%，但最大應力增加了67.46MPa，提高了76.286%，所以在車架改進設計時應考慮對車架進行多目標優化，以提高車架強度。

車架目標驅動優化設計

1.優化參數的選擇

對車架結構優化分析時，一種思路是優化梁截面尺寸，另一種思路是優化梁布局。由於車架採用標準槽鋼和角鋼，若進行尺寸優化則行不通，因此，本文採用第二種思路，即在不添加梁的基礎上，通過合理布置支撐梁的位置來保證車架最優的力學性能。

選取梁間距ds_1、ds_2、ds_3和ds_4作為設計變數，如圖5所示。圖5中，ds_1為車架頭部縱梁與外側縱梁之間的間距，ds_2為車架中部縱梁與外側縱梁之間的間距，ds_3為車架尾部縱梁與外側縱梁之間的間距，ds_4為車架尾部立柱與外側縱梁之間的間距。

車架外側縱梁位置不變，分別調整車架頭部縱梁、中部縱梁、尾部縱梁和尾部立柱的位置來改變梁間距。

調整車架頭部縱梁、尾部縱梁和尾部立柱的位置時，會改變與之相接橫樑(圖5中圓圈位置)的長度，從而影響整體車架的質量。因車架結構左右對稱，故圖5中只標出了單側的梁間距。以車架的質量M(X)、最大變形δmax(X)和最大等效應力σmax(X)最小，第一階頻率f1(X)、第二階頻率f2(X)和第三階頻率f3(X)最大作為目標函數。多目標優化的數學模型為:

式中:X為設計變數組成的向量;Ｒ為實數。

2.靈敏度分析

靈敏度分析是一種度量設計變數對目標函數敏感程度的方法。在車架結構優化時，常有多個設計變數需要調整，採用靈敏度分析可以找出對目標函數影響較大的關鍵設計變數，為進一步優化提供依據，提高優化效率。靈敏度大於零說明設計變數與目標函數呈正相關，靈敏度小於零則為負相關。

圖6所示為設計變數ds_1、ds_2、ds_3和ds_4對多個目標函數的靈敏度。從圖6中可看出，ds_1對車架質量的影響較大，且影響呈負相關;ds_2對車架最大變形的影響較大，且影響呈正相關;ds_3對車架最大等效應力的影響較大，且影響呈正相關;ds_1和ds_2對車架固有頻率的影響較大，且影響呈負相關。

3.響應面分析

響應面分析方法可以考察因素之間的交互作用，從圖6選取關鍵設計變數，根據分析目標函數的結果擬合響應面反映設計變數與目標函數的響應關係，獲取關鍵設計變數對目標函數的響應分布、響應趨勢和每個設計點的響應。響應面分析如圖7所示。

從圖7a、圖7b中可以看出，隨著ds_1、ds_3和ds_4的增加車架質量逐漸減小，ds_1對車架質量影響較大;為了減小車架質量，應選取大的ds_1值。

圖7a 圖7b

從圖7c、圖7d中可以看出，隨著ds_1和ds_2的增加車架最大變形逐漸增大;隨著ds_3的增加車架最大變形先逐漸減小，ds_3值到達370mm以後又緩慢增大;為了減小車架最大變形，應選取小的ds_1和ds_2值，ds_3值保持在370mm左右。

圖7d

從圖7e、圖7f中可以看出，隨著ds_2的增加車架最大應力先逐漸減小，ds_2到達377mm以後又緩慢增大;隨著ds_3的增加車架最大應力逐漸增大;隨著ds_4的增加車架最大應力先緩慢增大，ds_4到達243mm以後又逐漸減小;為了減小車架最大應力，應選取小的ds_3值和大的ds_4值，ds_2值保持在377mm左右。

圖7e

圖7f

從圖7g～圖7l中可以看出，ds_1和ds_2對車架第一、第二和第三階固有頻率的影響較大，ds_3和ds_4對車架第一、第二和第三階固有頻率的影響較小，根據響應趨勢，為了增大車架第一、第二和第三階固有頻率，應選取小的ds_1和ds_2值。

圖7g--7i

4.候選方案選取

最佳設計是在滿足所有約束的條件下，目標函數M(X)、δmax(X)和σmax(X)最小，且目標函數f1(X)、f2(X)和f3(X)最大。從圖7所示可以看出，這種優化目標很難同時達到。DesignXplorer模塊依據優化目標從50種取樣方案篩選出了3個最接近優化目標的候選樣本點，候選樣本點如表2所示。

由表2所示可知，3種方案車架質量相差不大，方案1最大應力減少52．04MPa(155．89－103．85=52．04MPa)，降低了33．38%，優化效果最顯著，滿足多目標優化要求，且與響應面分析趨勢一致，所以本文選取方案1作為最優設計方案。車架輕量化設計效果(即優化的車架與原車架主要力學性能對比)，如表3所示。

從表3中可以看出，優化後的車架質量比原車架減少了74.58kg，降低了27.74%;而最大等效應力增大了15.42MPa，提高了17.44%，但仍遠遠低於材料Q235的屈服極限(235MPa);第一、第二階固有頻率僅僅降低了10Hz左右，仍遠離路面的激勵頻率範圍(20Hz)，可有效地避免電動汽車車架在運行過程中發生共振。

動力性能試驗研究

電動汽車動力性能包括電動汽車在良好路面上直線行駛時所能達到的最高時速、爬坡能力和續航里程等動力性能指標。對動力性能指標的測試主要通過室內和室外兩種方式進行。

電動汽車動力性能試驗設備是汽車底盤測功機，它是一種室內測試設備，用以模擬汽車在實際行駛時的阻力，主要檢測底盤的輸出功率、加速能力等。汽車底盤測功機主要參數如表4所示。

在試驗過程中，用慣性飛輪轉動慣量模擬汽車的轉動慣量以及汽車在直線運動狀態下的慣量，使用專用電磁離合器對飛輪進行控制，以確保試驗條件符合汽車慣量模擬要求。另外，使用功率吸收裝置模擬電動汽車在運行中所受到的阻力，使用轉動的滾筒模擬電動汽車在路面上的行駛情況。

電動汽車採用6V230AH(230AH:以230A的電流可放電1h，以1A的電流可放電230h)的蓄電池8塊，電動機額定功率為4.5kW，峰值功率為9kW，額定轉速為2500r/min，峰值轉速為3800r/min。試驗溫度為22～30℃。微型電動汽車動力性能試驗如圖8所示，試驗結果如表5所示，樣車主要參數如表6所示。

從表5所示的試驗結果可以看出，優化後整車的最高時速、爬坡性能等重要參數，可以滿足工作需求。

從數值模擬和試驗結果可以看出，優化後車架的應力、應變分布更合理，材料的利用率大大提升，可採用所設計車架，將電動汽車推廣至旅遊景點、機場、火車站和社區等處。

結語

1)對原車架進行變形、等效應力、第一階頻率和第二階頻率分析，確定了車架強度過大的部位。

2)對改進後的車架進行力學特性驗證分析，發現最大等效應力位於中部縱梁和後部橫樑連接位置，最大等效應力值為155.89MPa，較原車架最大等效應力增大了67.46MPa。

3)建立車架目標驅動優化設計模型，對梁布局進行分析，獲得了較合理的優化方案。輕量化後的車架質量比原車架減少了74．58kg，降低了27.74%;而最大等效應力增大了15.42MPa，提高了17.44%，但仍遠遠低於材料的屈服極限;第一、第二階固有頻率僅僅降低了10Hz左右，仍遠離路面的激勵頻率範圍，可有效避免電動汽車車架在運行過程中發生共振。

4)對整車進行動力性能試驗研究，驗證了車架的安全性和穩定性，可以看出優化後的車架提升了材料的利用率，應力、應變分布更合理。

參考文獻:

［1］唐焱，劉俊傑，陳金龍．電動車輛白車身靈敏度分析及優化［J］．現代製造工程，2016(6):149-152．

［2］張娜娜，趙勻，劉宏新．高速水稻插秧機車架的輕量化設計［J］．農業工程學報，2012，28(3):55-59．

［3］丁榮，蘇小平，王宏楠．轎車副車架輕量化設計［J］．機械設計，2015，32(3):37-40．

［4］錢洋，朱茂桃，郭佳歡．微型電動汽車車身的輕量化［J］．

機械設計與研究，2014，30(6):146-150．

［5］於玉真，李勵，肖健．微型電動汽車車身結構改進及動態試驗分析［J］．現代製造工程，2017(7):75-79．

［6］胡朝輝，張健，李光耀，等．基於區間分隔的卡車車架輕量化設計［J］．中國機械工程，2016，27(8):1130-1135．

［7］姚艷春，杜岳峰，朱忠祥，等．基於模態的玉米收穫機車架振動特性分析與優［J］．農業工程學報，2015，31(19):46-53．

［8］孟凡剛，巫世晶，張增磊，等．特高壓斷路器傳動機構動態特性分析［J］．中南大學學報(自然科學版)，2016，47(5):1519-1526．