于翰林，毛洪海，楊延功

某純電動(dòng)商用車車身骨架強(qiáng)度仿真分析

于翰林，毛洪海，楊延功

（濰柴動(dòng)力上海研發(fā)中心，上海 200120）

車身骨架強(qiáng)度對(duì)車輛設(shè)計(jì)可靠性及巡航安全性具有重要影響，文章利用HyperMesh軟件對(duì)某純電動(dòng)商用車車身骨架進(jìn)行強(qiáng)度特性數(shù)值分析，基于殼單元及部件連接狀態(tài)建立車身骨架有限元模型，并計(jì)算得到商用車車身骨架彎曲、扭轉(zhuǎn)、制動(dòng)、轉(zhuǎn)彎工況下骨架應(yīng)力分布，進(jìn)而判定骨架是否存在局部應(yīng)力集中、是否滿足結(jié)構(gòu)疲勞限值。根據(jù)計(jì)算結(jié)果對(duì)模型進(jìn)行優(yōu)化，再次計(jì)算結(jié)果表明，骨架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度在材料的屈服極限內(nèi)，且整體應(yīng)力余量較大，滿足性能要求，數(shù)值研究為車型設(shè)計(jì)與優(yōu)化提供技術(shù)支撐。

純電動(dòng)商用車；車身骨架；強(qiáng)度特性；數(shù)值分析

純電動(dòng)商用車處于行駛狀態(tài)時(shí)，整車載荷的靜態(tài)力及動(dòng)態(tài)力均施加在車身骨架上，不僅包含電池、座椅、乘客等的質(zhì)量，還包含車輛巡航中的內(nèi)外力和力矩，動(dòng)力電池作為電動(dòng)車動(dòng)力源，與燃油車的發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力源不同，導(dǎo)致車身骨架受力狀態(tài)不同，需針對(duì)電動(dòng)車自身特征進(jìn)行強(qiáng)度特性研究。本文對(duì)某純電動(dòng)商用車車身骨架進(jìn)行仿真分析，研究骨架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度特性，基于HyperMesh軟件建立車身骨架有限元模型，用Nastran求解器求解骨架中多個(gè)工況的應(yīng)力水平，研究結(jié)果可為電動(dòng)車車身骨架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供依據(jù)，對(duì)提升商用車耐久性能具有重要意義[1]。

1 計(jì)算模型

1.1 幾何模型

針對(duì)純電動(dòng)商用車三維數(shù)據(jù)，采用HyperMesh軟件建立有限元模型。車身骨架主要由殼單元構(gòu)成，采用PSHELL單元對(duì)其進(jìn)行網(wǎng)格劃分，管件、鈑金件主要采用四邊形單元進(jìn)行模擬[2]，以10 mm為單元基本尺寸，縫焊由RBE2單元進(jìn)行模擬，部分件之間的縫焊由網(wǎng)格共節(jié)點(diǎn)模擬。骨架材料為合金鋼，其力學(xué)特性參數(shù)如下：密度為7.85× 10-9t/mm3，彈性模量為2.1×105 MPa，泊松比為0.3。對(duì)于底盤前部分，三棱錐單元模擬轉(zhuǎn)向節(jié)及雙叉臂結(jié)構(gòu)，CBEAM單元模擬輪胎結(jié)構(gòu)，CBEAM單元下端為輪胎接地點(diǎn)，需要根據(jù)不同工況進(jìn)行相應(yīng)的約束，CBEAM單元模擬橫向穩(wěn)定桿結(jié)構(gòu)，橫向穩(wěn)定桿與轉(zhuǎn)向節(jié)連接，其CBEAM單元形狀及規(guī)格依據(jù)實(shí)車結(jié)構(gòu)件數(shù)模確定。對(duì)于底盤后部分，懸掛臂、車橋、橫向穩(wěn)定桿、V型推力桿及L型推力桿均采用CBEAM單元模擬，橫向穩(wěn)定桿與車架縱梁連接，V型推力桿及L型推力桿主桿通過RBE2與周邊件點(diǎn)連接，給此處RBE2附加沿推力桿方向的局部直角坐標(biāo)系，后端釋放繞推力桿軸線旋轉(zhuǎn)自由度，前端釋放繞三空間軸線旋轉(zhuǎn)自由度[3]?？諝鈴椈刹捎肅ELAS單元模擬，附加局部直角坐標(biāo)系，前懸架處兩個(gè)空氣彈簧向剛度值取1 500 N/mm，后懸架處四個(gè)空氣彈簧向剛度值取750 N/mm。乘員、座椅、玻璃、車門、空調(diào)、行李艙及電池倉(cāng)等部件在幾何質(zhì)心處分別配重，由MASS單元模擬，并用RBE3單元連接在商用車骨架上，整車滿載質(zhì)量18 t，商用車骨架有限元模型如圖1所示。

圖1 商用車骨架有限元模型

1.2 質(zhì)量配重

依據(jù)靜態(tài)及動(dòng)態(tài)物理特性準(zhǔn)確施加載荷可有效提高有限元仿真精度，車輛滿載時(shí)骨架承受的靜態(tài)自重包含骨架本體、空調(diào)、壓縮機(jī)、動(dòng)力電池、電機(jī)、電控、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、儀表總成、乘客、座椅、行李艙、側(cè)圍、前后圍以及其他附件，因乘客、座椅及骨架自重對(duì)車身骨架的載荷施加面積較大，故以均布載荷形式加載，其他部件大都以集中載荷形式加載，前橋滿載質(zhì)量6.5 t，后橋滿載質(zhì)量11.5 t，具體質(zhì)量分布如表1所示。

表1 整車主要部件質(zhì)量分布表

1.3 邊界條件

有限元模型的邊界條件取決于商用車實(shí)際行駛狀態(tài)，不同的行駛工況對(duì)應(yīng)不同的約束形式，同時(shí)確保結(jié)構(gòu)部件無剛性位移，且對(duì)各部件產(chǎn)生自由變形狀態(tài)無影響。仿真模型中主要對(duì)商用車車身骨架的前后輪胎接地點(diǎn)進(jìn)行約束，分析工況包含：彎曲工況，即載荷垂向加載工況；急轉(zhuǎn)彎工況，包含左轉(zhuǎn)彎和右轉(zhuǎn)彎工況；緊急制動(dòng)工況；扭轉(zhuǎn)工況，包含左前輪懸空和右前輪懸空工況[4-6]。各工況邊界條件如表2所示。

表2 各分析工況邊界條件

2 計(jì)算分析

通過Nastran求解，在仿真計(jì)算后處理軟件HyperView中可查看骨架在不同工況、不同載荷施加形式下的應(yīng)力應(yīng)變?cè)茍D，查看最大應(yīng)力位置點(diǎn)[7-8]，垂向工況應(yīng)力分布如圖2所示，最大值為774.07 MPa，超出材料屈服極限450 MPa，不滿足性能要求，其他工況最大應(yīng)力分布如表3所示，除了制動(dòng)工況骨架應(yīng)力最大值為296.83 MPa，其他工況均不同程度超出了材料屈服極限，說明初版骨架結(jié)構(gòu)在疲勞耐久設(shè)計(jì)方面存在欠缺，需要對(duì)局部結(jié)構(gòu)進(jìn)行加強(qiáng)設(shè)計(jì)。

圖2 垂向工況骨架最大應(yīng)力分布圖

垂向工況是仿真車輛滿載條件、四輪著地、勻速直線行駛時(shí)的狀態(tài)。車身骨架的中間部位和后部變形量比較大，最大變形量數(shù)值為2.803 mm，位于車輛后部，是相應(yīng)位置的動(dòng)力電池自重較大導(dǎo)致的，易發(fā)生骨架局部位置的開裂，存在疲勞耐久風(fēng)險(xiǎn)[9]；車內(nèi)乘客負(fù)載多位于車廂中間位置導(dǎo)致相應(yīng)位置骨架變形量較大。骨架最大應(yīng)力位置位于骨架后部的前軸約束點(diǎn)附近，除前后軸約束位置應(yīng)力值較大外，其他位置應(yīng)力值多在32 MPa左右。

轉(zhuǎn)彎工況是仿真車輛滿載條件、四輪著地、曲線行駛時(shí)的轉(zhuǎn)彎狀態(tài)；制動(dòng)工況是仿真汽車滿載條件、四輪著地、直線行駛時(shí)的剎車狀態(tài)；扭轉(zhuǎn)工況是仿真車輛某一個(gè)車輪懸空、被抬升或降低時(shí)骨架結(jié)構(gòu)受力情況[9]，左后輪懸空時(shí)骨架最大變形量為14.52 mm，位于車輛頂蓋的左后端，此時(shí)承受輪罩、電池等部件質(zhì)量，左縱梁變形量遠(yuǎn)大于右縱梁變形量，變形量從前向后呈增大趨勢(shì)。骨架應(yīng)力最大應(yīng)力位置位于右后輪罩與車架橫梁的連接處，當(dāng)車輛骨架發(fā)生較大扭轉(zhuǎn)變形時(shí)，高抗扭剛度會(huì)限制扭轉(zhuǎn)變形沿橫梁進(jìn)行傳遞，造成右后輪罩下方部件應(yīng)力增加，局部產(chǎn)生應(yīng)力集中現(xiàn)象，此工況較多出現(xiàn)時(shí)，車輛存在疲勞耐久風(fēng)險(xiǎn)[9]。

3 優(yōu)化研究

查看車身骨架的靜態(tài)滿載彎曲及扭轉(zhuǎn)工況計(jì)算結(jié)果，除部件約束點(diǎn)和骨架后部動(dòng)力電池前端的橫梁有應(yīng)力集中現(xiàn)象外，整體骨架應(yīng)力分布較為均勻，最大應(yīng)力低于閥值；車輛骨架彎曲工況中的后橫梁出現(xiàn)的應(yīng)力集中現(xiàn)象，需改變后部動(dòng)力電池的布置位置，或增加結(jié)構(gòu)件局部位置的壁厚，以緩解應(yīng)力集中現(xiàn)象；針對(duì)扭轉(zhuǎn)工況右后輪罩與橫梁連接處的應(yīng)力偏大，需使用高強(qiáng)度鋼或?qū)?dòng)力電池布置于車輛中部，減少輪罩上方的直接載荷力。骨架整體應(yīng)力水平較低，可進(jìn)行部件輕量化改進(jìn)，得以降低成本[9]。部分結(jié)構(gòu)優(yōu)化模型局部視圖如圖3所示，通過增加斜撐、八角、補(bǔ)板、方鋼、立柱等結(jié)構(gòu)，通過改善連接板方式方案增強(qiáng)局部結(jié)構(gòu)強(qiáng)度[10]。增加斜撐是對(duì)兩相鄰管件結(jié)構(gòu)進(jìn)行的進(jìn)一步約束，增加了局部強(qiáng)度；增加八角結(jié)構(gòu)是將局部高應(yīng)力分散到更大的截面上，緩解了應(yīng)力集中現(xiàn)象；增加補(bǔ)板結(jié)構(gòu)是通過將局部應(yīng)力集中點(diǎn)轉(zhuǎn)移到更大的結(jié)構(gòu)連接空間里，緩解了應(yīng)力集中現(xiàn)象；增加方鋼及立柱結(jié)構(gòu)，同樣是通過增加更多約束支點(diǎn)的方式，緩解了應(yīng)力集中現(xiàn)象。

圖3 局部結(jié)構(gòu)優(yōu)化模型視圖

進(jìn)一步對(duì)車身骨架進(jìn)行計(jì)算分析，查看應(yīng)力分布云圖及位移響應(yīng)狀態(tài)，各個(gè)工況最大應(yīng)力分布如表4所示。

表4 各工況最大應(yīng)力分布表

在未考慮蒙皮等結(jié)構(gòu)的影響條件下，垂向工況最大應(yīng)力位置為車尾位置，最大應(yīng)力值為445.59 MPa，為所有工況計(jì)算中應(yīng)力水平最差的一個(gè)工況；制動(dòng)工況最大應(yīng)力位置為側(cè)圍接頭位置，最大應(yīng)力值為218.05 MPa，為所有工況計(jì)算中應(yīng)力水平最好的一個(gè)工況。增加加強(qiáng)結(jié)構(gòu)后，各個(gè)工況最大應(yīng)力值均有顯著降低，通過對(duì)加強(qiáng)后的骨架結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜態(tài)分析得出，車身骨架垂向、轉(zhuǎn)彎、制動(dòng)和扭轉(zhuǎn)工況下的應(yīng)力均小于材料的屈服強(qiáng)度450 MPa，骨架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)在目標(biāo)值范圍內(nèi)，滿足設(shè)計(jì)要求。

4 結(jié)論

基于整車幾何及有限元理論，建立純電動(dòng)商用車車身骨架仿真模型，依據(jù)多種工況設(shè)置邊界條件，得到骨架應(yīng)力、應(yīng)變分布狀態(tài)，并進(jìn)行結(jié)構(gòu)改善及研究，應(yīng)力最大值由774.07 MPa降為445.59 MPa，應(yīng)力集中現(xiàn)象改善明顯。數(shù)值模型和改進(jìn)后的結(jié)構(gòu)有助于純電動(dòng)商用車骨架的開發(fā)，可極大縮短設(shè)計(jì)周期，降本增效。

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Simulation Analysis for Body Frame Strength of a Pure Electric Commercial Vehicle

YU Hanlin, MAO Honghai, YANG Yangong

( Weichai Power Shanghai Research and Development Center, Shanghai 200120, China )

The strength of the body skeleton has an important impact on vehicle design reliability and cruise safety. This paper uses HyperMesh software to conduct a numerical analysis of the strength characteristics of a pure electric commercial vehicle body skeleton. Through the software, a finite element model of the body skeleton based on shell elements is established, and the stress distribution of the commercial vehicle body skeleton under bending, torsion, braking, and turning conditions is calculated to determine whether there is local stress concentration in the skeleton and whether the structural fatigue limit is met. According to the calculation results, the model is optimized. The calculation results again show that the strength of the skeleton structure is within the yield limit of the material, and the overall stress margin is large, meeting the performance requirements. Numerical research provides technical support for vehicle design and optimization.

Pure electric commercial vehicle; Body frame; Strength characteristics; Numerical analysis

U463.81；TB535

A

1671-7988(2023)21-77-04

10.16638/j.cnki.1671-7988.2023.021.016

于翰林（1987－），男，碩士，工程師，研究方向?yàn)槠囆阅芊抡婕皟?yōu)化，E-mail:yuhanlin_2008@163.com。