鄧仲卿，陽 林，李 琦，吳發(fā)亮

（廣東工業(yè)大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，廣州 510006）

城市電動(dòng)客車車身結(jié)構(gòu)拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)

鄧仲卿，陽 林，李 琦，吳發(fā)亮

（廣東工業(yè)大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，廣州 510006）

通過有限元法計(jì)算分析電動(dòng)客車實(shí)際運(yùn)行中在彎曲、扭轉(zhuǎn)、緊急轉(zhuǎn)彎和緊急制動(dòng)等典型工況下的車身結(jié)構(gòu)強(qiáng)度與剛度，并利用ANSYS-Workbench軟件平臺(tái)對(duì)車身骨架結(jié)構(gòu)進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)，有效地降低了車身重量。

電動(dòng)客車車身；有限元法；拓?fù)鋬?yōu)化

電動(dòng)客車有零排放、零污染以及低噪聲等諸多優(yōu)點(diǎn)，但其整備質(zhì)量大、續(xù)駛里程較短成為電動(dòng)客車應(yīng)用推廣的技術(shù)難題[1-2]。減輕電動(dòng)客車總質(zhì)量對(duì)延長其續(xù)駛里程、提高比功率、改善動(dòng)力性具有重要意義。

電動(dòng)客車車身骨架是電動(dòng)客車的承載部件，所占電動(dòng)客車總質(zhì)量百分比最大，對(duì)電動(dòng)客車車身骨架輕量化是客車輕量化研究中的重點(diǎn)。本文通過建立車身有限元模型，分析不同工況下的車身剛度與強(qiáng)度，并采取拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)方法，保持原車身材料不變，利用ANSYSWorkbench軟件平臺(tái)對(duì)車身骨架結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)和優(yōu)化。

1 有限元分析

1.1 有限元模型建立

某客車公司的6100EV型純電動(dòng)客車為10m長的城市客車，半承載式車身結(jié)構(gòu)，車架通過連接角鋼與左、右側(cè)圍骨架，前、后圍焊接；采用動(dòng)力電池取代發(fā)動(dòng)機(jī)作為驅(qū)動(dòng)能量且為分布式布置，頂置電動(dòng)空調(diào)；建模時(shí)忽略蒙皮的影響；在車身骨架設(shè)計(jì)時(shí)，必須考慮到實(shí)際行駛過程中的最大載荷[3]。

得到的車身骨架（含車架）有限元模型單元數(shù)83038個(gè)，節(jié)點(diǎn)數(shù)229936個(gè)；單元尺寸采用軟件默認(rèn)形式，最小值達(dá)5.7816e-003mm。

1.2 行駛工況及結(jié)果分析

彎曲工況和滿載扭轉(zhuǎn)工況對(duì)客車車身骨架的強(qiáng)度大小有直接影響。除了分析滿載彎曲工況和扭轉(zhuǎn)工況外，還對(duì)緊急制動(dòng)和緊急轉(zhuǎn)彎工況進(jìn)行靜態(tài)分析[4]。

1.2.1 彎曲工況

載荷處理：客車滿載時(shí)，作用于車身結(jié)構(gòu)的載荷分別處理為結(jié)構(gòu)自重、各裝備重量、乘客及座椅的重量。約束處理：將車身骨架與懸掛之間的連接設(shè)置為彈性支撐，并對(duì)橫向位移加以約束，以模擬車身骨架在水平道路直線行駛的情況。

由于大質(zhì)量部件集中在車架后部，因此，車架后部變形普遍比車架中部、前部大，而較大值出現(xiàn)在驅(qū)動(dòng)電機(jī)抽屜梁以后部分。車架后段的最大變形為1.6712mm，頂蓋骨架的電空調(diào)支撐橫梁處橫梁跨度大，承受的載荷較大，最大變形為2.4553mm；其余部件變形較小，在1 mm以下。圖1為車架后段應(yīng)變局部圖，最大應(yīng)力出現(xiàn)在底架后橋主縱梁與后懸架相連接處，為97.833MPa。

1.2.2 扭轉(zhuǎn)工況

實(shí)踐證明，車身遭受最劇烈的扭轉(zhuǎn)工況，一般都是在客車低速通過崎嶇不平路面時(shí)發(fā)生的[5]。由于此種扭轉(zhuǎn)工況下的動(dòng)載在時(shí)間上變化得很緩慢，因此，可近似地看作是靜態(tài)載荷[6]。

扭轉(zhuǎn)工況是城市客車行駛中遇到的最為嚴(yán)重的工況之一。以左輪懸空分析，另三輪受懸架約束，此時(shí)車身后段扭曲變形嚴(yán)重，且向左側(cè)扭轉(zhuǎn)。

載荷處理：同車身彎曲工況。約束處理：左后輪懸空時(shí)，解除左后輪支撐的約束，其余保持固定約束狀態(tài)。圖2為左后輪懸空扭轉(zhuǎn)應(yīng)力圖，應(yīng)力較大值出現(xiàn)在固定約束一側(cè)，為159.88MPa。

圖3表示扭轉(zhuǎn)工況下，大應(yīng)力部位集中在車架上，最大值為134.04MPa。

1.2.3 緊急制動(dòng)工況

緊急制動(dòng)工況計(jì)算主要考慮當(dāng)客車以最大減速度為0.8 g時(shí)，地面制動(dòng)力對(duì)車身骨架的影響。

載荷處理：用附加等效載荷的形式加到車身對(duì)應(yīng)的結(jié)點(diǎn)上。約束處理：同彎曲工況。緊急制動(dòng)工況下，車架應(yīng)力最大值為95.926MPa，應(yīng)變最大值為1.6063mm。

1.2.4 緊急轉(zhuǎn)彎工況

急轉(zhuǎn)彎工況計(jì)算主要考慮當(dāng)客車以最大轉(zhuǎn)向加速度為0.4 g急轉(zhuǎn)彎時(shí)，慣性力對(duì)車身的影響。

載荷處理：無縱向方向的制動(dòng)減速度，向心加速度0.4 g。約束處理：約束前后懸架與車架相連的位置處，總體上約束6個(gè)方向的自由度。緊急（左）轉(zhuǎn)彎工況下，車架最大應(yīng)力為97.057MPa，最大形變量為1.69mm。

1.3 結(jié)果分析

1）強(qiáng)度分析。車身骨架尾部產(chǎn)生的應(yīng)力普遍較前段大。在彎曲、制動(dòng)與轉(zhuǎn)彎工況，車身骨架的最大應(yīng)力值變化不大，且最大應(yīng)力值產(chǎn)生的部位大體不變，轉(zhuǎn)彎時(shí)為最大值。在扭轉(zhuǎn)工況時(shí)，由于受扭轉(zhuǎn)力矩的作用，最大應(yīng)力值迅速升高，此時(shí)在車架與左側(cè)骨架的連接處達(dá)到最大值，但是均小于車架材料09SiVL的許用應(yīng)力值165MPa。

2）剛度分析。車身骨架在彎曲、緊急制動(dòng)和緊急轉(zhuǎn)彎工況下，最大變形量相差不大，且最大變形位置都保持在頂蓋骨架的電空調(diào)支撐橫梁處。在當(dāng)車身骨架發(fā)生扭轉(zhuǎn)時(shí)，整個(gè)車身的扭曲變形最為惡劣。各處變形量都有相應(yīng)的增大，多集中在車身骨架中段，最大變形量也轉(zhuǎn)移到左側(cè)骨架，但是最大變形量也不超過3mm。可見車身骨架在各種工況下具有較高的剛度。

2 拓?fù)鋬?yōu)化和結(jié)果分析

2.1 拓?fù)鋬?yōu)化介紹

拓?fù)鋬?yōu)化以材料分布為優(yōu)化對(duì)象，通過拓?fù)鋬?yōu)化，可以在均勻分布材料的設(shè)計(jì)空間中找到最佳的分布方案，是結(jié)構(gòu)優(yōu)化最具發(fā)展前景的一個(gè)方面[7]。

采用漸進(jìn)結(jié)構(gòu)優(yōu)化法，將整個(gè)結(jié)構(gòu)上的質(zhì)量函數(shù)作為優(yōu)化參數(shù)；將無效或低效的材料一步步去掉，使得結(jié)構(gòu)逐漸趨于優(yōu)化[8]。優(yōu)化過程中，所選擇的優(yōu)化指標(biāo)是車身骨架的總質(zhì)量，優(yōu)化目標(biāo)是在滿足所給定的約束條件下，使所選擇的優(yōu)化指標(biāo)最小[9]。

2.2 拓?fù)鋬?yōu)化過程及結(jié)果

根據(jù)拓?fù)鋬?yōu)化理論，重新對(duì)客車車身建模。圖4-圖6分別為頂蓋骨架、前圍和車架優(yōu)化前后對(duì)比圖。

目標(biāo)去除率設(shè)為20%，原車身結(jié)構(gòu)保留80%，對(duì)車身進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化計(jì)算。圖7為車身骨架優(yōu)化后結(jié)果；圖8為車架優(yōu)化后結(jié)果。優(yōu)化結(jié)果分別顯示：車身骨架可去除部分主要分布區(qū)域在車身骨架前部、尾部以及頂部，車架可去除部分主要分布區(qū)域在車架前部、尾部以及中部。

重新對(duì)車身骨架（含車架）進(jìn)行強(qiáng)度與剛度的校核，分別比較車架后橋處在優(yōu)化前后最大應(yīng)變力和車架尾縱梁優(yōu)化前后最大變形量。其結(jié)果如表1所示。

表1 拓?fù)鋬?yōu)化前后應(yīng)力、應(yīng)變表

由表1可知，在進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化之后，前述工況下的最大應(yīng)力和最大變形都比優(yōu)化前有較大的增大，主要是因?yàn)閮?yōu)化后車身骨架尾部電器設(shè)備支架的厚度根據(jù)拓?fù)鋬?yōu)化的結(jié)果進(jìn)行減少處理，尤其是動(dòng)力電池支架的厚度。由此，最大應(yīng)變從車身頂蓋骨架處轉(zhuǎn)移到車架尾部縱梁，從而導(dǎo)致車架尾部變形量普遍增大。

根據(jù)原來設(shè)計(jì)，車架普遍采用汽車專用大梁結(jié)構(gòu)鋼09SiVL，即使是扭轉(zhuǎn)工況產(chǎn)生的最大應(yīng)力252.77MPa，也與其屈服強(qiáng)度330MPa尚有較大余量。因此，從強(qiáng)度來看，輕量化之后的車身骨架（含車架）在其載荷范圍內(nèi)是安全的，而材料強(qiáng)度的利用率較優(yōu)化前有了較大的提高，同時(shí)車架總質(zhì)量由2140.7 kg下降至2018 kg，減重幅度達(dá)到5.7%。

3 結(jié)束語

1）對(duì)車身骨架進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化，在其強(qiáng)度、剛度允許的情況下，使得結(jié)構(gòu)更加合理，材料利用率更高，車身骨架總質(zhì)量由2140.7 kg下降至2018 kg，減重122 kg。

2）采用拓?fù)鋬?yōu)化方法減重幅度有限，且對(duì)空間離散構(gòu)件的拓?fù)鋬?yōu)化計(jì)算誤差較大，選擇的材料去留難度較大，有待進(jìn)一步優(yōu)化改進(jìn)。

3）鋁合金作為新型材料[10]應(yīng)用在車身骨架上，輔以拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)，輕量化效果有待研究。

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修改稿日期：2013-01-29

Topology Optimization Design of Electric BusBody Structure

Deng Zhongqing，Yang Lin，LiQi，Wu Faliang
（College of Electromechanical Engineering,Guang dong University of Technology,Guangzhou 510006,China）

Basing on the finite element method，the structural strength and rigidity of an electric bus are computed and analyzed when working at four cycles:bending,torsion,emergency turning and emergency braking.Furthermore,by using ANSYS-Workbench software platform,the body frame design of topology optimization is reached to the result of reducing the gross body mass.

electric busbody;fimite element method;topology optimization

U 463.82

A

1006-3331（2013）02-0007-03

鄧仲卿（1989-），男，碩士研究生；研究方向：電動(dòng)汽車關(guān)鍵技術(shù)。