基于灵敏度分析的某纯电动客车车身骨架结构优化

刘显春 Liu Xianchun



基于灵敏度分析的某纯电动客车车身骨架结构优化

刘显春 Liu Xianchun

（合肥工业大学 汽车与交通工程学院，安徽 合肥 230009）

运用有限元分析理论，在Hypermesh有限元软件中建立纯电动客车车身骨架结构整车有限元模型，进行水平弯曲和极限扭转两种典型工况下的静力学分析，通过分析发现车身结构强度和刚度都有过盈。提出基于灵敏度分析的方法对该客车车身结构进行结构优化，结果表明，车身结构质量减轻95 kg，各项性能变化不大且仍满足要求。

灵敏度分析；纯电动客车；车身骨架；结构优化

0 引 言

电动汽车因其高效率、绿色环保的特点被广泛关注[1]。电动客车车身结构主要是在传统燃油客车的基础上改装而来，对电动客车车身结构进行分析，设计出满足强度、刚度和工艺制造要求的客车车身结构[2]。研究数据表明，若整车质量降低10%，则节省燃油6%～8%，燃油消耗率提高5.5%[3-4]，因此对客车车身进行结构优化设计具有重要意义。

将客车车身结构三维UG几何模型导入Hypermesh有限元软件，建立整车有限元模型；在水平弯曲和极限扭转两种典型工况下进行有限元仿真分析，对客车车身结构进行灵敏度分析，并提出结构优化方案。

1 建立有限元模型

研究对象为6.6 m纯电动公交客车，车身骨架结构采用半承载式。车身骨架结构主要分为前后围、左右侧围、顶盖、底架和车架7大片。车架由高强度钢板铆接而成，车身骨架由几百个矩形方钢焊接而成。动力电池采用磷酸铁锂电池，主要分布在客车底架中部，电机布置在客车后部。

将客车车身结构三维UG几何模型导入Hypermesh中。对客车车身结构做适当的简化，忽略玻璃、蒙皮等的影响；忽略客车实际板簧悬架系统的结构，采用与实际钢板弹簧等弧长、等宽度、等刚度的弧形薄板模拟。划分网格采用10 mm大小的壳单元，车身结构材料为16Mn钢制材料，弹性模量为2.10×105MPa，泊松比为0.28，密度为7.9×10-9kg/mm3。载荷处理时，对于动力电池、电机、乘客座椅等集中载荷，在质心处添加质量单元CONM2，然后用刚性单元RBE2连接到相应节点上；空调、地板等均布载荷以平均质量单元均匀施加到车身骨架结构相应节点上。对焊接和螺栓连接模拟时，采用软件自带的螺栓和焊点处理方式。建立客车车身骨架整车有限元模型如图1所示，此模型共包含节点数732 293、壳单元数709 080。

2 有限元分析

在汽车产品定型可靠性行驶试验规范中规定[5]：样车必须以一定车速，在各种路面上行驶，主要分为弯曲、扭转、紧急制动和紧急转弯4种典型工况，以检测客车的各项性能。对水平弯曲和极限扭转两种典型工况进行有限元分析，评价客车的静力学性能。

2.1 水平弯曲工况

水平弯曲工况是对客车在良好水平路面上匀速直线行驶时的状态模拟。约束左前轮向的平动自由度，约束右前轮、向平动自由度，约束左后轮、向平动自由度，约束右后轮、、Z向平动自由度，不约束其他所有的转动自由度。

水平弯曲工况应力分布如图2所示，车身骨架最大应力是205.1 MPa，位置出现在车架左侧纵梁靠近动力电池的位置，是由动力电池的质量引起，客车其余部分的应力都小于160 MPa；因此客车安全系数为1.73，该工况下强度满足要求且有过盈。

客车骨架位移最大位置出现在客车顶盖空调安装位置，为8.64 mm，GB/T 13043—2006《客车定型试验规程》中给出后置发动机客车的最大变形参考值为10 mm，对比可知刚度满足要求[6]。

2.2 极限扭转工况

当客车行驶在坑洼不平的路面时，车身会由于幅度较大的扭动产生扭转载荷，模拟客车在不平的坏路面上低速行驶时的极限状态。约束右前轮、向平动自由度，约束右后轮、、向平动自由度，释放左前轮所有自由度。

极限扭转工况应力分布云图如图3所示，车身结构最大应力为270 MPa，位置也出现在车架左侧纵梁靠近动力电池的位置，安全系数为1.31，车身骨架结构强度满足要求。同时车身骨架最大位移为22.01 mm，位置发生在前围、左侧围和顶盖结合处，与左前轮悬空的实际情况相符。

3 结构优化

3.1 灵敏度分析

客车车身骨架是由几百个矩形方钢焊接而成的复杂空间结构，对客车顶盖、侧围及地板骨架结构进行优化，设计变量为骨架部件的截面厚度参数，相应的厚度变量众多。杆件的截面厚度变化对客车各项性能影响都较大，为了提高优化效率，对车身骨架149个杆件厚度进行灵敏度分析筛选出优化设计变量。在OptiStruct软件中将车身结构质量最小作为优化目标，取1阶扭转模态、扭转刚度作为约束条件，扭转刚度计算时用左前轮减振器支架中心点的挠度替代。设置sensitivity卡片，经过11次迭代，获得灵敏度分析的结果如图4～6所示。

根据灵敏度的分析结果，选取车身质量灵敏度大，而1阶扭转频率和扭转刚度灵敏度小的设计变量为优化变量，共筛选出65个构件厚度，将这些构件减小厚度，得到车身骨架结构优化方案，部分构件厚度变化见表1。

表1 优化前、后部分构件厚度变化

变量序号优化前/mm优化后/mm 32.01.5 53.02.0 122.01.5 133.02.5 243.02.0 265.04.0 334.02.5 356.05.0 433.02.5 565.04.5 613.01.0

3.2 优化结果

根据优化方案建立优化后的车身骨架有限元模型，在后处理软件RADIOSS中进行车身结构典型工况分析和模态分析，表2为优化前、后性能对比。

表2 优化前、后性能对比

性能指标优化前优化后性能变化 优化的结构质量/kg1 3211 226-95 1阶扭转频率/Hz 11.58 11.13 -0.45 1阶弯曲频率/Hz 14.02 13.89 -0.13 水平弯曲工况最大应力/MPa 205 176-29 水平弯曲工况最大位移/mm 8.64 8.765 +0.125 极限扭转工况最大应力/MPa 273 243-30 极限扭转工况最大位移/mm 22.01 23.35 +1.34

从表2和图7优化前、后性能对比中可看出，车身顶盖、左右侧围、底架结构质量从优化前的 1 321 kg减为1 226 kg，减少95 kg，轻量化程度达7.2%；优化后车身结构模态性能稍有下降，但下降幅度小于1 Hz，变化不大；水平弯曲和极限扭转这两种典型工况下结构最大应力都有所减少，分别减少29 MPa和30 MPa，最大位移都略有增加，但增加幅度不大。

（a）优化前

（b）优化后

图7 优化前、后水平弯曲工况位移图

4 结 论

建立某纯电动客车车身骨架有限元模型，先将三维UG几何模型导入到有限元软件Hypermesh，依次经过模型简化、网格划分、焊点和螺栓连接处理，建立客车车身整车有限元模型；然后分别对水平弯曲和极限扭转两种典型工况进行有限元仿真，发现客车的强度和刚度都有过盈，同时进行模态分析，发现客车的模态频率和振型分布良好。基于灵敏度分析的方法对客车车身顶盖、左右侧围和底架进行结构优化设计，优化结果表明，客车车身结构质量减轻95 kg，轻量化程度达7.2%，效果显著，同时客车结构各项性能变化幅度不大。

[1]欧阳明高. 中国新能源汽车的研发及展望[J]. 科技导报，2016，34（6）：13-20.

[2]徐志汉，王泽平. 纯电动城市客车车身有限元分析[J]. 客车技术与研究，2015（3）：11-13.

[3]邬诚君. 轻质车身结构的力学分析[D]. 上海：同济大学，2006.

[4]杨沿平，唐杰，胡纾寒，等. 中国汽车节能思考[M]. 北京：机械工业出版社，2010：43-46.

[5]王超. 电动客车铆接车身骨架有限元分析及轻量化设计[D]. 合肥：合肥工业大学，2015.

[6]毛爱华. 纯电动大客车骨架结构轻量化多目标优化设计[D]. 长春：吉林大学，2015.

2017-03-21

1002-4581（2017）04-0016-04

U463.82

A

10.14175/j.issn.1002-4581.2017.04.005