李軍

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新能源公交車輕量化氣囊支座的設(shè)計(jì)和有限元分析

李軍

（上?？坡囕v部件系統(tǒng)股份有限公司，上海 201815）

近幾年來(lái)，中國(guó)汽車工業(yè)快速發(fā)展，尤其是國(guó)家制定新能源戰(zhàn)略以后，全國(guó)各大主機(jī)廠爭(zhēng)相研發(fā)新能源汽車，新能源公交車就是其中車型之一，氣囊支座作為新能源公交車底盤關(guān)鍵的零件之一，連接著氣囊總成、推力桿總成、車橋等許多零件，起著承載和連接的作用，它既承受垂向載荷又承受縱向載荷，所以氣囊支座設(shè)計(jì)尤為重要。目前，市場(chǎng)上銷售的新能源公交車的氣囊支座大部分是采用鑄鋼。文章通過(guò)輕量化氣囊支座3D方案設(shè)計(jì)，對(duì)氣囊支座零件的有限元分析方法進(jìn)行了探索并進(jìn)行了驗(yàn)證。

氣囊支座；輕量化；Hyperworks；有限元；模態(tài)分析

引言

在當(dāng)前保護(hù)環(huán)境的大前提下，傳統(tǒng)汽車排放的一氧化碳、碳?xì)浠衔锖偷趸衔锏纫颜汲鞘锌諝馕廴疚锏?0%- 80%，成為城市空氣污染的主要來(lái)源。推廣新能源汽車可以有效緩解城市上空一氧化碳、碳?xì)浠衔锏奈廴緣毫?。關(guān)于新能源汽車，國(guó)家相關(guān)部委在2010年就開(kāi)始進(jìn)行新能源汽車補(bǔ)貼試點(diǎn)，2012年又進(jìn)行了“十二五”專項(xiàng)規(guī)劃。2014年7月，國(guó)務(wù)院發(fā)布了《關(guān)于加快新能源汽車推廣應(yīng)用的指導(dǎo)意見(jiàn)》，之后四部委又先后發(fā)布了針對(duì)新能源汽車購(gòu)置稅、購(gòu)車財(cái)政補(bǔ)貼、充電設(shè)施建設(shè)補(bǔ)貼等諸多鼓勵(lì)政策，自此中國(guó)新能源汽車發(fā)展駛上了快車道。

2018年國(guó)家對(duì)新能源汽車的補(bǔ)貼政策作出了調(diào)整，鼓勵(lì)續(xù)航里程提升，對(duì)于新能源汽車的續(xù)航里程提出了更高要求，財(cái)補(bǔ)新政劃分出了細(xì)致的續(xù)航里程區(qū)間：純電動(dòng)車?yán)m(xù)航150～300公里車型補(bǔ)貼分別下調(diào)約20％～50％不等，低于150公里續(xù)航的車型將不再享有補(bǔ)貼；續(xù)航里程300～400公里及400公里以上車型，分別上調(diào)2％～14％不等，由此可以看出續(xù)航里程越大補(bǔ)貼越高，而增加續(xù)航里程除了增加動(dòng)力源的能量外，就是降低整車的重量，尤其是整車的非簧載質(zhì)量，減少能源的消耗就會(huì)增加整車運(yùn)營(yíng)里程。

因此，高強(qiáng)度的輕量化零部件成為了各大主機(jī)廠的迫切需求。

1 氣囊支座與懸架各零件之間的裝配關(guān)系

本氣囊支座（序號(hào)10）主要用于一級(jí)踏步的公交車前橋，非驅(qū)動(dòng)門式橋，最大使用軸荷7.5噸，最大使用車型12米公交車。

圖1 氣囊支座與懸架各零件的裝配關(guān)系

1.V型布置推力桿總成；2.穩(wěn)定桿系統(tǒng)；3. 穩(wěn)定桿吊桿；4.車橋； 5.縱向布置推力桿總成；6.氣囊總成；7.減振器總成；8.高度閥調(diào)節(jié)桿總成； 9.高度閥總成；10.氣囊支座；11.高度閥下支架

2 氣囊支座的設(shè)計(jì)思路及模型建立

在進(jìn)行氣囊支座結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)前，為了匹配客戶的新車型，應(yīng)先有客戶新車型的整車參數(shù)，包括：前軸滿載載荷、后軸滿載載荷、前輪輪距、后輪輪距、軸距、滿載質(zhì)心高度、輪輞型號(hào)及圖紙、輪胎型號(hào)、車橋數(shù)模和車輪的內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角等。在進(jìn)行氣囊支座方案設(shè)計(jì)時(shí)要充分考慮氣囊總成、推力桿總成、穩(wěn)定桿總成、減振器總成的安裝角度和安裝空間問(wèn)題，須給各個(gè)零件總成留有足夠的空間，并使用CATIA中的MDU功能進(jìn)行運(yùn)動(dòng)仿真，進(jìn)行運(yùn)動(dòng)干涉校核，不但要考慮零件新?tīng)顟B(tài)時(shí)與懸架各個(gè)部件是否有干涉，還要考慮用戶在拿到車使用一段時(shí)間后，零件磨損到允許極限時(shí)懸架、車橋在上下跳動(dòng)到極限時(shí)是否與懸架各零部件或車架是否有干涉。

在進(jìn)行氣囊支座強(qiáng)度設(shè)計(jì)時(shí)，要依據(jù)整車參數(shù)按工況進(jìn)行受力計(jì)算，氣囊支座一般按最大垂向力工況、最大縱向力工況、最大側(cè)傾力工況和最大減振器力共四種工況來(lái)對(duì)氣囊支座進(jìn)行受力分析。然后，依據(jù)已經(jīng)選好的氣囊總成、推力桿總成、穩(wěn)定桿總成、減振器總成和高度閥下支架的接口尺寸來(lái)進(jìn)行氣囊支座的初步3D方案設(shè)計(jì)。

本文以某型12米新能源（純電動(dòng)）一級(jí)踏步公交車用氣囊支座作為例子，如下圖2所示是使用CATIA已經(jīng)建好的輕量化氣囊支座和非輕量化氣囊支座3D方案設(shè)計(jì)圖。

圖2 輕量化氣囊支座（左）和非輕量化氣囊支座（右）

3 氣囊支座載荷工況的計(jì)算

某型12米純電動(dòng)公交車整車參數(shù)見(jiàn)表1，該車為電機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)。

表1 某型12米純電動(dòng)公交車整車參數(shù)

3.1 最大垂直力工況

用于靜強(qiáng)度計(jì)算的最大垂直載荷F1為：

1為靜強(qiáng)度動(dòng)載系數(shù)，一般取1.8～3，考慮到路面不平有沖擊載荷，這里取1=2.5；

F0為單側(cè)車輪的滿載簧載質(zhì)量，這里F0=11/2，則：

3.2 最大縱向力工況

公交車在道路上直線行駛制動(dòng)時(shí)，單側(cè)車輪與路面接觸點(diǎn)處的最大縱向力F1為：

將單側(cè)車輪與路面接觸點(diǎn)處的最大縱向力F1根據(jù)推力桿總成的布置（圖3）換算到氣囊支座推力桿總成安裝處的力F2。

與此同時(shí)，氣囊支座受一個(gè)垂直力

這里取2=1.5；

3.3 最大側(cè)傾力

此工況主要分析整車側(cè)傾6°時(shí)，穩(wěn)定桿吊桿總成傳遞給氣囊支座的受力，先計(jì)算出穩(wěn)定桿的角剛度，計(jì)算公式如下：

剛度

實(shí)心穩(wěn)定桿慣性矩及慣性矩：

本公交車所用穩(wěn)定桿外形尺寸見(jiàn)圖5，通過(guò)計(jì)算得穩(wěn)定桿角剛度

則整車側(cè)傾6°時(shí)穩(wěn)定桿吊桿處的受力

其中L為穩(wěn)定桿兩端的跨距，根據(jù)圖5，L=1.132 m，則FD=58028.9N

圖5 穩(wěn)定桿外形尺寸圖

與此同時(shí)，氣囊支座受一個(gè)垂直力

這里取2=1.5；則

3.4 最大減振器力Fz

考慮到適用不同噸位車型，初選一款阻尼力偏大的減振器總成，具體性能參數(shù)如下：

表2

由上表可以看出，減振器總成的最大復(fù)原阻尼力為16410N，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，分析時(shí)一般按1.5倍

與此同時(shí)，氣囊支座受一個(gè)垂直力

這里取3=1，則

表3 各工況的載荷匯總表

4 氣囊支座的有限元分析

4.1 氣囊支座結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析

網(wǎng)格劃分采用HyperMesh軟件，對(duì)氣囊支座先進(jìn)行2D網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格質(zhì)量檢查合格后，然后，然后再進(jìn)行3D網(wǎng)格劃分處理，形成完整的氣囊支座網(wǎng)格。3D網(wǎng)格采用二階四面體單元，單元大小4mm，模型中材料采用牌號(hào)ZG310-570 ，GB/T 11352，材料密度:7850kg/m3，泊松比：0.3，彈性模量:2.0×105MPa，屈服強(qiáng)度σ≥310MPa，抗拉強(qiáng)度σ≥570MPa。

在完成氣囊支座模型的3D網(wǎng)格劃分之后，還需要在氣囊支座的螺栓、推力桿總成、氣囊總成和減振器總成的安裝處建立連接單元模擬部件間的連接關(guān)系，用于模型的約束和加載。本文采用剛性單元（RBE2）來(lái)模擬它們連接關(guān)系，這些單元被有限元分析人員廣泛采用，其優(yōu)點(diǎn)是前處理工作量相對(duì)較小，計(jì)算時(shí)間短、精度較好。主節(jié)點(diǎn)在各孔的幾何受力中心，從節(jié)點(diǎn)分布在孔表面。

4.2 氣囊支座的模態(tài)分析

有限元模態(tài)分析分為自由模態(tài)和約束模態(tài)分析。自由模態(tài)分析就是進(jìn)行模態(tài)分析時(shí)不施加任何約束，這是自由模態(tài)分析，得到其固有頻率。約束模態(tài)分析就是考慮結(jié)構(gòu)在實(shí)際工作狀態(tài)時(shí)的邊界條件，分析所得的模態(tài)參數(shù)包含了邊界條件對(duì)其的影響，施加約束之后的模態(tài)分析能夠反映結(jié)構(gòu)的真實(shí)振動(dòng)情況，研究約束對(duì)模態(tài)的影響。

對(duì)于公交車氣囊支座來(lái)說(shuō)，其工作條件下的約束條件容易確定，約束4個(gè)螺栓孔所有DOF1-6，故采用約束模態(tài)分析方法。

5 氣囊支座的有限元結(jié)果分析

5.1 靜強(qiáng)度分析結(jié)果

在完成對(duì)氣囊支座加載、靜強(qiáng)度分析等設(shè)置后，就可以生成.fem計(jì)算文件，提交作業(yè)，使用RADIOSS求解器進(jìn)行求解。求解結(jié)果通過(guò)HyperView查看。

因氣囊支座材料為ZG310-570屬于塑性材料，結(jié)構(gòu)失效形式一般為屈服破壞。

為了驗(yàn)證零件的強(qiáng)度，我們需要把零件的計(jì)算應(yīng)力與其材料的許用應(yīng)力進(jìn)行比較，而材料的許用應(yīng)力是由基準(zhǔn)強(qiáng)度和安全系數(shù)所決定，對(duì)于屈服失效，安全系數(shù)2≥1.5。氣囊支座一般采用砂型鑄造，是涉及公交車行駛安全的關(guān)鍵零件，考慮到砂型鑄造的工藝性、零件內(nèi)部的缺陷及輕量化的要求，在這里取其安全系數(shù)2=1.5，所以許用應(yīng)力：

表4 氣囊支座各工況下最大應(yīng)力及安全系數(shù)

由圖6的強(qiáng)度結(jié)果可以看出，輕量化氣囊支座在各工況下的最大Von Mises應(yīng)力為204.5MPa，沒(méi)有超過(guò)材料的許用應(yīng)力[]=206.7MPa，而且輕量化氣囊支座3種工況下（見(jiàn)表3）的安全系數(shù)都略高于非輕量化氣囊支座安全系數(shù)，故輕量化氣囊支座強(qiáng)度合格。

5.2 模態(tài)分析結(jié)果

完成氣囊支座約束模態(tài)分析的問(wèn)題定義之后，即可生成計(jì)算文件，提交給 OptiStruct求解器進(jìn)行問(wèn)題的計(jì)算求解。

計(jì)算完成后即可通過(guò)HyperView模塊查看結(jié)果，取前5階模態(tài)（見(jiàn)表5），也是我們通常在評(píng)價(jià)結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性時(shí)考察的模態(tài)。

表5 氣囊支座模態(tài)分析結(jié)果

氣囊支座在約束狀態(tài)下的頻率是評(píng)價(jià)氣囊支座動(dòng)態(tài)性能的主要參數(shù)，當(dāng)氣囊支座工作頻率和路面激勵(lì)頻率、電機(jī)頻率一致時(shí)，就會(huì)發(fā)生共振現(xiàn)象，產(chǎn)生較大的振幅，大大降低壽命，甚至引起破壞、斷裂。汽車行駛過(guò)程中受到的激勵(lì)，主要來(lái)自于路面不平、車輪不平衡、傳動(dòng)軸不平衡、發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)等。路面不平引起的激勵(lì)一般都在 1～20 Hz，車輪不平衡或者傳動(dòng)軸不平衡引起的激勵(lì)頻率可以用下式計(jì)算：

式中：f車輪不平衡引起的激勵(lì)頻率，Hz；

n—車輪轉(zhuǎn)速，r/min；

u—車速，km/h；—輪胎滾動(dòng)半徑，m。

本文所涉及的某型純電動(dòng)公交車設(shè)計(jì)最高車速為 60km /h，輪胎滾動(dòng)半徑為0.5155m，由此計(jì)算得到的車輪不平衡可能引起的最高激勵(lì)頻率為5.145Hz。

因?yàn)槭羌冸妱?dòng)客車，與發(fā)動(dòng)機(jī)有所不同，純電動(dòng)客車怠速（暫停）時(shí)電機(jī)轉(zhuǎn)速為0，考慮到電機(jī)響應(yīng)較快，起步加速時(shí)間短，最低轉(zhuǎn)速按正常行駛車速20km/h計(jì)算，此時(shí)電機(jī)轉(zhuǎn)速大概為1500r/min，其激振頻率為25Hz。系統(tǒng)固有頻率應(yīng)盡量避開(kāi)此時(shí)較低轉(zhuǎn)速時(shí)的激振頻率。根據(jù)隔振原理，激振頻率與固有頻率之比應(yīng)滿足≥1.414，故固有頻率范圍上限為17Hz。

由表4中的模態(tài)分析結(jié)果可知輕量化與非輕量化氣囊支座在約束狀態(tài)下的模態(tài)頻率都遠(yuǎn)高于車輪不平衡可能引起的最高激勵(lì)頻率5.145Hz和電機(jī)激振頻率17Hz，因此不會(huì)產(chǎn)生共振，故設(shè)計(jì)符合要求。

6 結(jié)論

本文結(jié)合某型純電動(dòng)公交車的氣囊支座結(jié)構(gòu)方案設(shè)計(jì)，對(duì)氣囊支座3D方案設(shè)計(jì)進(jìn)行了靜強(qiáng)度分析和約束模態(tài)分析，其有限元分析結(jié)果顯示氣囊支座結(jié)構(gòu)符合設(shè)計(jì)要求，而且輕量化氣囊支座比非輕量化氣囊支座重量要更輕，相比非輕量化氣囊支座單個(gè)零件減重百分比達(dá)22.8%（見(jiàn)表6），提高了新能源公交車的續(xù)航里程。

表6 輕量化氣囊支座與非輕量化氣囊支座的重量對(duì)比

[1] 王霄鋒編著,汽車底盤設(shè)計(jì)[M].北京:清華大學(xué)出版社,2010.4.

[2] 龐劍,諶剛,何華.汽車噪聲與振動(dòng)理論與應(yīng)用[M].北京:北京理工大學(xué)出版社,2008.6.

[3] 胡小生,黃詳,董澤偉.某純電動(dòng)客車橫置動(dòng)力總成懸置設(shè)計(jì)與剛度優(yōu)化[J].客車技術(shù)與研究,2016（05）:27～30.

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Design and finite element analysis of air spring support for new energy bus

Li Jun

（Shanghai Komman Vehicle Component Systems Stock Co., Ltd., Shanghai 201815）

In recent years, automobile industry has developed rapidly in China, especially after the country formulated the new energy strategy. All the OEMs of China are racing to develop the new energy automobile, one of them is new energy bus. The air spring support as one of key parts of the new energy bus's chassis, it connects the air spring, traction bar, axle and many other parts, it plays the role of bearing and connection. It bears the weight of both vertical and longitudinal, so the design of air spring support is particularly important. At present, the air spring support of the new energy bus in the market on sale is mostly made of cast steel.In this paper, it explored and verified the finite element analysis method of air spring support through the 3D design of lightweight air spring support.

air spring support; lightweight; Hyperworks; finite element; modal analysis

A

1671-7988(2019)05-21-05

U469.7

A

1671-7988(2019)05-21-05

U469.7

李軍（1985-），男，本科，工程師，主要從事商用車底盤懸架設(shè)計(jì)和分析工作。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2019.05.006