何文斌，姚恒陽，馬 軍，李一浩

（鄭州輕工業(yè)學院河南省機械裝備智能制造重點實驗室，河南 鄭州 450002）

1 引言

為了順應和諧綠色社會的時代需求，大力發(fā)展新能源汽車產(chǎn)業(yè)已成為我國汽車工業(yè)可持續(xù)發(fā)展的主要途徑。汽車車架是整個汽車結構中最基礎的總成，在行駛過程中，它不僅要承受車內(nèi)外的振動激勵和整車各總成的重力作用，還要應對各種復雜工況對車架造成的扭轉(zhuǎn)彎曲等。因此，在設計和優(yōu)化車架結構時，要充分研究車架的剛度強度性能以及車架的動態(tài)特性。近年來，國內(nèi)外學者對車身骨架研究逐層深入。

文獻[1]通過對車身在五種工況下的強度分析找出車身薄弱結構，并提出相應的改進意見，然后以減輕車身質(zhì)量為目標，應用DOE分析方法，在確保其動態(tài)性能不變的情況下，達到車架輕量化的目的。2010年，文獻[2]對車架進行了沖擊加載研究，以確定結構強度能否滿足安全使用要求，同時研究以提升強度和減輕車身質(zhì)量為優(yōu)化目標，對整體結構進行優(yōu)化分析研究，得出總質(zhì)量可減輕25%的結果。2014年文獻[3]應用有限元法對起重機車架結構進行了瞬態(tài)響應分析，在動態(tài)實驗參數(shù)的基礎上確定了瞬態(tài)分析的邊界參數(shù)，得到其敏感性表征參數(shù)。2015年文獻[4]對某承載大客車車架進行了拓撲優(yōu)化設計，以車身結構質(zhì)量最小為優(yōu)化目標，采用遺傳算法對構建的拓撲優(yōu)化數(shù)學模型進行了求解，通過結合拓撲優(yōu)化結果和實際安裝要求，對車架進行了改進，改進后整車質(zhì)量減少了20.8kg，材料利用率提高了1.5倍。2017年，某大學的研究者對多座位電動汽車車架進行了多種工況下的靜力分析和動態(tài)分析，利用MAT LAB編程工具的Simulink模塊建立隨機路面仿真模型，基于Workbench進行了車架的隨機振動分析，得到車架的動態(tài)響應，根據(jù)有限元和試驗模態(tài)分析結果，提出車架的結構優(yōu)化方案，應用DOE優(yōu)化模塊對車架進行了優(yōu)化分析，結果表明在滿足車架剛度、強度使用要求的前提下，質(zhì)量減輕了17%[5]。

有限元模擬仿真在現(xiàn)代汽車產(chǎn)品設計中占有重要地位，它對于提高汽車產(chǎn)品質(zhì)量、降低研發(fā)成本及縮短產(chǎn)品開發(fā)周期具有重要意義[6]。以某企業(yè)正在研發(fā)中的一款純電動乘用車車架為研究對象，對其進行有限元模態(tài)分析及試驗，比較驗證了車架有限元模型，并基于ABAQUS平臺對其結構進行強度分析，為車架結構設計提供了有益參考。

2 車架有限元模型的建立

有限元模型的合理性決定了有限元分析結果的準確性和可信性，因此建立精確的車架有限元模型顯得至關重要。車架有限元模型的建立，主要工作包括幾何模型的簡化、中性面的抽取和幾何清理、網(wǎng)格劃分和質(zhì)量檢查、材料屬性定義以及各部件間的連接裝配等內(nèi)容。

本課題所研究的電動乘用車車架規(guī)模較小，為兼顧計算精度與計算效率，統(tǒng)一選取網(wǎng)格單元尺寸為10mm，對幾何清理過的中面劃分網(wǎng)格并進行網(wǎng)格質(zhì)量檢查。車架中各零部件通過焊接成為一個整車車架，不考慮焊點的失效，在Hypermesh中采用共用節(jié)點法或建立剛性1D單元對其進行等效連接。車架材料采用Q235和Q345兩種，在Materials面板下建立材料屬性，設定其材料參數(shù)值，最后將截面屬性以及材料屬性分別賦予對應的部件。

最終車架有限元模型，如圖1所示。單元尺寸10mm，劃分完網(wǎng)格后的車架殼單元數(shù)45342，節(jié)點數(shù)45476，其中三角形單元數(shù)205，占單元總數(shù)0.45%，無單元翹曲。

圖1 車架有限元模型Fig.1 Frame Geometry Model

3 車架動態(tài)特性分析

汽車在行駛過程中會受到來自車內(nèi)外的各種激勵，當激勵頻率接近汽車某些結構的固有頻率時，就會引發(fā)共振，長時間的使用就會造成車架的疲勞破壞。因此，在車架結構設計中，設計合理的振動特性非常關鍵。

3.1 車架模態(tài)分析

基于軟件Hyperworks下的Optistruct模塊對車架進行自由模態(tài)分析。利用模態(tài)提取算法中的Block Lanczos法進行求解，計算出此車架在自由邊界條件下的前十二階模態(tài)。將計算結果文件導入Hyperview中，前六階固有頻率均為0Hz，為剛體模態(tài)，可忽略，故選剛體模態(tài)之外的前六階進行分析。固有頻率和振型描述，如表1所示。各階振型，如圖2（第五階、第六階振型圖略）所示。

表1 車架模態(tài)分析結果Tab.1 Frame Modal Analysis Results

圖2 車架振型圖Fig.2 Frame Modes

本款電動乘用車的驅(qū)動裝置為直流電機，一般電機的平衡性比較好，因此減少了整車的振動激勵，在行駛過程中，電動車振動激勵一般來源于兩方面：（1）來自崎嶇不平的路面引起的振動。（2）由于行駛過程中傳動系統(tǒng)的不平衡引起的振動激勵。此款電動車一般行駛在城市道路上，路況較好，此激勵一般在5Hz以下，另外因車輪不平衡引起的激振頻率低于11Hz[7]。由有限元模擬結果得到本款電動車車架的第一階模態(tài)頻率為23.46Hz，遠離振動激勵，此款電動車的動態(tài)特性較好，滿足正常行駛要求。

3.2 車架模態(tài)試驗

對車架進行模態(tài)試驗，主要目的是通過試驗的方法獲得此車架在自由邊界條件下的動態(tài)特性，并和有限元分析結果進行對比，驗證車架有限元模型的準確性。模態(tài)試驗分析主要是通過外界激勵獲取系統(tǒng)響應，再利用頻響函數(shù)來識別系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)[8]。該車架主要由薄壁管件焊接而成，采用力錘敲擊進行激勵，利用橡皮繩將車架懸掛起來，基于LMS Test Lab振動測試系統(tǒng)對采集數(shù)據(jù)進行分析。車架模態(tài)試驗現(xiàn)場圖，如圖3所示。

圖3 模態(tài)試驗現(xiàn)場圖Fig.3 Modal Test Site

在進行車架的模態(tài)試驗之前，需在LMS振動測試軟件中繪制出車架的幾何模型，車架幾何模型的準確度關系到模態(tài)試驗結果的精確性。在車架上布置測點，在選擇測試點的時候，要注意以下幾點：（1）測試點要大致描繪出車架的整體結構和關鍵位置。（2）測試點要選擇車架上振幅比較大的位置，可以根據(jù)車架結構特點并參考有限元分析結果選取。（3）測試點要便于加速度傳感器放置?；谝陨显瓌t，共在車架上布置了170處測試點，并在車架的CATIA幾何模型中找到了測試點相對坐標。將這些測點用記號筆在車架上標記出來，同時將這些測試點坐標導入到LMS Test Lab測試系統(tǒng)中，如圖4所示。是由測試點建立起來的車架幾何模型。對于激振點，應該選擇在便于力錘敲擊和能量傳遞的位置，選擇敲擊點為車頭前部第142點。

圖4 由測點建立的車架幾何模型Fig.4 Frame Geometry Model Established by Measuring Points

對170個測點數(shù)據(jù)全部采集完畢，通過實驗數(shù)據(jù)的后處理獲取試驗模態(tài)相關參數(shù)。從車架（0～160）Hz的帶寬頻率穩(wěn)態(tài)圖中獲得車架的前六階固有頻率。將實驗頻率與有限元計算頻率進行對比，如表2所示。振型圖，如圖5所示（第五階、第六階振型圖略）。

表2 有限元計算頻率與試驗頻率對比Tab.2 Comparison between Finite Element Calculation and Test Frequency

圖5 車架振型圖Fig.5 Frame Modes

由表2可以看出，有限元計算出的頻率與試驗頻率的相對誤差最大在第一階，為5.96%，誤差在允許范圍內(nèi)且同階模態(tài)的振型基本一致。由此得出結論，車架的模態(tài)試驗驗證了車架有限元模型的準確性，為車架的強度分析奠定了基礎。

4 車架靜強度分析

將在Hypermesh中得到的車架有限元模型保存為inp文件導入到ABAQUS中，根據(jù)車架實際受載工況對其施加載荷，并添加邊界條件。車架在滿載彎曲和滿載扭轉(zhuǎn)兩種工況下承受的載荷一致。其中電池重1700N，貨物箱滿載貨物2000N，兩位乘客1500N，座椅及支座2200N，兩個車門均為44N，車頂90N。汽車在實際行駛過程中，車架還會受到動載荷的作用?？紤]動載荷的影響，取動載荷系數(shù)K=1.5，將實際車架載荷乘以動載荷系數(shù)并施加到車架相應的位置[9]。車架施加載荷示意圖，如圖6所示。對車架模型施加邊界條件，如表3所示。

圖6 車架施加載荷示意圖Fig.6 Frame Applied Load Diagram

表3 邊界條件Tab.3 Boundary Conditions

4.1 車架滿載彎曲工況分析

車架在滿載彎曲工況下的位移分布云圖，如圖7所示。從圖中可以看出，在此工況下，車架最大位移出現(xiàn)在后備箱支架橫梁中心處，為1.37mm，在電池以及座椅的支撐處也有較大變形，是因為這些部位承受貨物、乘客、電池及座椅的重量，而其下又沒有相應的支撐結構所致。在車架的前后懸架支點處位移變形量最小。從整體位移云圖來看，車架的中部變形量較大，這與載荷的實際分布情況有關，是符合實際情況的位移分布云圖。

圖7 車架滿載彎曲工況下的位移分布云圖Fig.7 Displacement Distribution of the Frame Under Full Load Bending Condition

車架在滿載彎曲工況下的應力分布云圖，如圖8所示。從圖中可以看出，滿載彎曲工況下，車架最大應力出現(xiàn)在后備箱支架右側(cè)與車架后橫梁連接處，最大應力為209.85MPa，最大應力未超過Q235材料的屈服極限，偏于安全。在懸架的支撐吊耳處，也有較大的應力，約為120MPa，是因為在此連接處，懸架將地面反力傳遞給車架，在又在此處對車架施加了約束，載荷作用情況比較復雜，因此出現(xiàn)相對其他位置較大的應力。通過實際工程經(jīng)驗得知，懸架與車架連接處也是汽車在行駛過程中最容易出現(xiàn)裂紋的地方，本模型中該結構偏于安全。至于車架其它位置，應力值較小，偏于安全。

圖8 車架滿載彎曲工況下的應力分布云圖Fig.8 Stress Distribution of the Frame Under Full Load Bending Condition

4.2 車架滿載扭轉(zhuǎn)工況分析

所研究車架在滿載扭轉(zhuǎn)工況下的位移分布云圖，如圖9所示。從圖中可以看出，在滿載扭轉(zhuǎn)工況下，車架最大位移變形出現(xiàn)在車架右后立柱頂部，為4.07mm，在右后輪懸空處一側(cè)，車架的左半部分位移量比較小，這與載荷及邊界條件的施加方式有關，符合實際受力情況。車架在滿載扭轉(zhuǎn)工況下的應力分布云圖，如圖10所示。

圖9 車架扭轉(zhuǎn)工況下的位移分布云圖Fig.9 Displacement Distribution of the Frame Under Twisting Condition

圖10 車架扭轉(zhuǎn)工況下的應力分布云圖Fig.10 Stress Distribution of the Frame Under Twisting Condition

從圖中可以看出，在滿載扭轉(zhuǎn)工況下，最大應力出現(xiàn)在后備箱支架與右后立柱連接處，最大應力為229.9MPa，未超過材料Q235的屈服極限，但安全系數(shù)偏低。另外在車架底盤最后一根橫梁中部出現(xiàn)相對于其他位置較大的應力，約為150MPa，這是車架發(fā)生扭轉(zhuǎn)造成的，符合實際情況。至于車架其他位置，在滿載扭轉(zhuǎn)工況下，應力值較小，此車架結構基本安全，但安全系數(shù)偏低。

5 結論

（1）利用Hypermesh軟件建立車架了有限元模型，采用有限元模擬和試驗的方法對車架進行了動態(tài)特性分析，得到車架前六階固有頻率和振型。將兩種分析結果進行了對比，固有頻率的最大相對誤差為5.96%，各階頻率和振型吻合度較高，驗證了車架有限元模型的準確性。

（2）車架第一階固有頻率為23Hz，遠高于路面和車輪不平衡引起的激勵，表明此款車架動態(tài)特性設計符合要求。

（3）對車架的滿載彎曲和滿載扭轉(zhuǎn)工況進行了有限元分析，通過查看位移和應力分布云圖，得到車架在兩種工況下的最大應力均未超過材料的屈服極限，也未出現(xiàn)較大的位移變形，得出此車架的強度基本滿足正常行駛強度要求，結構設計較為合理。