基于仿真分析的电动汽车车架强度分析及优化_云国丽.pdf

机械工程师MECHANICAL ENGINEER网址： 电邮：2023 年第 8 期MECHANICAL ENGINEER基于仿真分析的电动汽车车架强度分析及优化云国丽1，席向军1，赵建文1，栾海2，智鹏鹏3（1.成都盛名汽车科技有限公司，成都 611730；2.辽宁工业大学 汽车与交通工程学院，辽宁 锦州 121001；3.电子科技大学 广东电子信息工程研究院，广东 东莞 523808）0引言副车架是底盘系统中关键组成部分，同时也是连接车身和悬架的关键零部件，在隔绝路面振动的同时提升悬挂系统的连接刚度从而提高车辆的操作性1-3。随着我国汽车行业的高速发展，人们不断追求汽车的舒适性与稳定性，所以对前副车架性能要求越来越高。前副车架性能是否满足要求是人们一直关注的问题，在此方面有大量的学者进行了深入的研究：顾华朋等4针对纯电动七座后副车架进行了结构优化分析，得到优化后的副车架结构满足强度要求。杨德胜5基于有限元仿真分析技术对压裂车副车架的强度及模态进行了校核，得到车架满足设计要求的同时确保整车运行过程的安全性。徐守富等6在恶劣运行状态下，分析了副车架构架的刚强度与模态，依据疲劳寿命理论采用Ncode软件进行疲劳寿命评估，保证了轻量化方案的可行及可靠性。张宏等7针对某SUV车辆的副车架模态偏低、安装点的刚度不达标且局部应力过大等问题进行拓扑优化设计，最终得到优化后的模型各项指标在满足要求的同时达到减重的目的。王锐等8通过有限元分析技术对某轿车副车架结构进行强度和自由模态校核，并采用变密度方法进行拓扑优化设计，经验证得到优化后的副车架结构的有效性。尽管许多学者在副车架有限元分析方面做了大量的研究，但副车架的结构仍然存在许多的问题。因此，本文在已有的前副车架结构的基础上，进行有限元分析及优化设计。首先，利用Nastran和ADAMS软件对前副车架结构建立有限元模型和多体动力学模型。其次，依据惯性释摘要：为保证电动汽车车架性能满足要求，开展了基于仿真分析的车架强度分析与优化设计。首先，利用Nastran软件建立某型电动汽车前副车架的有限元模型，依据惯性释放理论，分别计算其在典型、极限工况下的静强度；其次，利用ADAMS软件建立前副车架多体动力学模型，基于nCode Design-life平台和Miner线性累积损伤准则，分析前副车架钣金与焊缝区域的累积疲劳损伤；最后，依据分析结果提出将摆臂安装支架厚度改为2.5 mm，同时增加转向器左右安装点处焊缝区域收尾的优化设计方案，并进行仿真对比分析。结果表明：优化后的前副车架结构性能满足要求，焊缝区域的疲劳损伤值在规定范围内，可为汽车类似结构的性能分析和优化提供参考。关键词：前副车架；疲劳强度；强度分析；优化设计中图分类号:U 270文献标志码:A文章编号：10022333（2023）08011904Analysis and Optimization of Electric Vehicle Frame Strength Based on Simulation AnalysisYUN Guoli1,XI Xiangjun1,ZHAO Jianwen1,LUAN Hai2,ZHI Pengpeng3(1.Chengdu ShengmingAutomobile TechnologyCo.,Ltd.,Chengdu 611730,China;2.School ofAutomotive and Traffic Engineering,LiaoningUniversityofTechnology,Jinzhou 121001,China;3.Institute ofElectronic and Information Engineeringin Guangdong,UniversityofElectronicScience and TechnologyofChina,Dongguan 523808,China)Abstract:In order to ensure that the performance of the electric vehicle frame meets the requirements,the strengthanalysis and optimization design of the frame based on simulation analysis are carried out.Firstly,the finite element modelof the front subframe of an electric vehicle is established using NASTRAN software.According to the inertia releasetheory,the static strength of the front subframe under typical and extreme working conditions is calculated respectively;Secondly,the multi-body dynamic model of the front subframe is established by ADAMS software.Based on nCodeDesign-life platform and Miner linear cumulative damage criterion,the cumulative fatigue damage of the front subframesheet metal and weld area is analyzed;Finally,according to the analysis results,the optimal design scheme of changingthe thickness of the swing arm mounting bracket to 2.5 mm and increasing the end of the weld area at the left and rightmounting points of the steering gear is proposed,and the simulation and comparative analysis are carried out.The resultsshow that the structural performance of the optimized front subframe meets the requirements,and the fatigue damage valueof the weld area is within the specified range,which can provide a reference for the performance analysis and optimizationof similar automobile structures.Keywords:front subframe;fatigue strength;strength analysis;optimization design基金项目：广东省基础与应用基础研究基金（2021A1515110308）119机械工程师MECHANICAL ENGINEER2023 年第 8 期网址： 电邮：MECHANICAL ENGINEER放理论与Miner累积疲劳损伤准则对前副车架进行结构性能与疲劳强度分析。最终分析结果表明，前副车架的结构性能满足标准要求，但疲劳强度不满足疲劳累积准则规定要求。所以，在原有车架结构基础上对前副车架进行了结构优化设计。最终通过有限元计算分析得到优化后的前副车架疲劳强度满足标准要求，同时为副车架结构优化设计提供理论参考。1前副车架简介及有限元分析本文所采用的前副车架构架为“H”形结构，前副车架由2条纵梁连接3条横管梁而成，采用冷成型热轧结构的管材与低碳合金钢材附件焊接而成。将副车架几何模型导入Ansa软件Nastran平台下进行网格划分。考虑前副车架结构特点以及计算的精度，前副车架的有限元模型主要以四节点的壳单元构成，划分后有限元模型如图1所示。构成该前副车架有限元模型共由59 407个单元，61 597个节点组成，表1给出了前副车架材料的主要参数。2前副车架结构性能分析/疲劳强度分析为保证前副车架使用过程中的安全性，降低车辆在运行中驾驶员及成员的危险系数。主要针对前副车架在典型工况和极限工况两种工况下进行结构性能分析。由于前副车架与车身、控制臂与稳定杆之间的连接都是通过衬套来完成的，在运动过程中，由于产生不同铰链的载荷而使其相对车身的运动状态处于非相对静止平衡状态，会使结果产生较大误差，为此本文对前副车架采用惯性释放理论对副车架进行约束分析10。前副车架的典型工况和极限工况如表2和表3所示，各个工况下加载位置如图2所示。2.1前副车架结构性能分析在已知确定的工况下，对前副车架进行静强度仿真分析，计算后得到副车架不同工况的最大应力值。典型工况和极限工况下应力和最大位移量出现位置应力云图如图3和图4所示。两个工况下具体的最大应力值、安全系数、塑性变形与最大位移量结果如表4和表5所示。前副车架在典型工况下的最大等效应力云图如图3所示，从图中可以看出在极限右转、倒车台阶及转弯过坑状态下最大应力值分 别 为 334.6、135.1、272.2 MPa，基本出现在右摆臂前点焊缝位置附近，3种不同路面下的VonMises应力值均小于材料的屈服强度。前 行 制 动 状 态下，最大应力值为371.4 MPa，出现在摆臂后安装点位置周围。最大应力均小于材料屈服强度，所以 满 足 标 准 要求。典型工况最终 仿 真 结 果 如表4所示。通过典型工况 仿 真 结 果 可知，不同路面下最大应力均小于材 料 的 屈 服 强度，各部位安全系数均大于1。前行制动工况下左右摆臂安装点处容易产生应力集中，在设计时应重点关注此部分区域。通过对前副车架极限工况进行仿真计算，由图 4 可 知 前副车架在过坑 冲 击、无定 向 路 牙、倒车冲击及前行冲击时的最大位移量均出现在前副车架的前安装点位置处。其表1前副车架的材料属性材料密度/（kg m-3）弹性模量/GPa屈服强度/MPaQSTE4207.9103210420Q345B7.9103210345图1前副车架有限元模型表2典型工况加速度取值序号载荷工况方向加速度值1前行制动X/Z1.1g/1g2极限右转向Y/Z1.5g/1g3倒车台阶X/Z-0.5g/3g4转弯过坑X/Y/Z 0.32g/-0.58g/3g表3极限工况加速度取值序号载荷工况方向加速度值1整车过坑Z4g2过坑冲击X/Z1.5g/4g3前行冲击X/Z3g/3g4倒车冲击X/Z-3g/3g5无定向路牙Z/Y/Z3g/-1.5g/1g表4典型工况计算结果工况名称 屈服极限/MPa 最大应力/MPa 安全系数前行制动420371.41.13极限右转420334.61.26倒车台阶345135.12.56转弯过坑345272.21.27图3典型工况应力云图图2加载点位置（a）前行制动（b）极限右转（c）倒车台阶（d）转弯过坑120机械工程师MECHANICAL ENGINEER网址： 电邮：2023 年第 8 期MECHANICAL ENGINEER图4极限工况位移变形量云图（a）整车过坑（b）前行冲击（c）过坑冲击（d）无定向路牙（e）倒车冲击中在极限工况下最大位移量出现在前行冲击状态下，最大位移量为0.98 mm。整车过坑路面下最大位移量为0.40 mm，出现在摆臂安装位置处。通过对副车架在极限工况下仿真分析的5种不同路面的最大位移量均不超过1 mm，材料的最大塑性变形量较小，满足规定要求。因此，该前副车架结构性能满足设计要求。2.2疲劳强度仿真分析当零件在每次应力循环下受到的疲劳极限超出自身所能承受的极限时，则所经历每次循环后都会对零件产生不同程度的疲劳损伤。当累积疲劳损伤达到临界值时则会发生疲劳破坏，此为疲劳累积损伤理论11。在实际工程中常会用线性疲劳累积损伤理论，依据损伤准则，材料在不同级应力水平下均为独立的，总的损伤是线性累积得到的12-14。在相同应力水平下时，经历的每次循环所产生等量的损伤，即D=mi=1niNi=1。（1）依据Miner线性疲劳累积损伤理论，一个应力谱下的疲劳损伤为D1=si=1niNi=si=1nim1aiC1。（2）式中：ni为不同应力级幅值的循环次数；C1和m分别为S-N曲线中的参数；m1ai为不同级别下的应力幅值。依据Miner累积损伤准则，基于nCode Design-life平台搭建S-N疲劳分析流程。具体流程如图5所示。最终得到前副车架在钣金区域与焊缝区域的疲劳损伤云图，如图6和图7所示。对前副车架的典型疲劳工况进行疲劳强度计算，具体工况及在不同路面下的循环次数如表6所示。最终经nCodeDesign-life 计 算得到钣金区域的累积疲劳损伤值为0.07，焊缝区域疲劳累积损伤值为3.03。由图6可知，钣金区域最大疲劳损伤值在节点N5174，出现在稳定杆安装位置区域，疲劳损伤值不超过钣金损伤规定值0.25，所以钣金疲劳强度结果满足要求。如图7所示，焊表5极限工况仿真结果对比工况名称最大塑变/%最大位移量/mm整车过坑00.40过坑冲击00.72前行冲击0.50.98倒车冲击00.79无定向路牙0.10.74图5疲劳强度计算流程图图6前副车架钣金疲劳损伤云图121机械工程师MECHANICAL ENGINEER2023 年第 8 期网址： 电邮：MECHANICAL ENGINEER表6不同路面工况循环次数路面工况循环次数制动载荷50 000侧向载荷50 000纵向载荷50 000垂向颠簸200 000垂向回弹25 000缝最大疲劳损伤在节点N3299处，出现在摆臂安装位置点周围，此处疲劳损伤值为3.03，超过焊缝规定的疲劳损伤值。结果表明前副车架焊缝区域疲劳强度不满足结构设计要求。3优化设计方案及仿真分析根据以上分析可以看出，前副车架结构性能满足设计要求，但前副车架的焊缝区域疲劳累积损伤超出规定范围，所以不满足标准要求。现对前副车架结构重新进行设计，在原有结构的基础上，针对不满足焊缝疲劳要求的区域进行优化设计，进而提出新的前副车架结构方案。并对新的前副车架结构进行计算，从而验证新的结构是否满足疲劳强度要求。为确保前副车架疲劳强度满足标准要求，对前副车架结构中转向器左右安装点位置的焊接处焊缝增加焊缝收尾工作。摆臂安装支架厚度由原来的2 mm变更为2.5 mm。前副车架具体更新方式如图8和图9所示。图8中，圆圈位置处为转向器安装位置在此焊缝区域增加焊缝收尾工作。新得到的车架结构加载方式按照原结构进行加载。计算后得到的应力云图如图10所示。由图10可知，对更新后的前副车架后进行疲劳分析，得到焊缝区域的焊缝损伤值为0.47。优化后副车架疲劳损伤值出现在摆臂安装支架的焊缝区域，未超过规定要求的疲劳累积损伤值0.5。所以优化后的前副车架满足疲劳强度结构设计的要求。4结论本文以某型电动汽车前副车架为研究对象，通过对其建立有限元模型和多体动力学模型，基于静强度、疲劳强度校核准则，进行优化设计，得到以下结论：1）前副车架在前行制动、极限右转、倒车台阶及转弯过坑工况下，最大等效应力均小于材料屈服强度，且安全系数均大于1；在极限工况中整车过坑、前行冲击、过坑冲击、无定路牙和倒车冲击工况下最大位移量均小于1，最大塑性变形量较小；计算表明前副车架性能满足设计要求。2）经过对前副车架在不同路面状态下的疲劳损伤计算，得到最终前副车架的钣金区域的疲劳损伤为0.07，满足标准要求；但焊缝区域的疲劳损伤为3.03，超出标准的疲劳损伤值。表明前副车架疲劳强度不满足标准要求。3）对比优化前后结果，优化后的前副车架焊缝区域疲劳损伤值为0.47，低于标准要求的0.5。表明优化结构满足疲劳强度设计要求。参考文献1黄霞,张峰,丁军.乘用车前摆臂和副车架的强度分析及优化J.现代制造工程,2015(7):41-46.2葛磊,杨青,李欣.某车型前副车架结构优化与性能分析J.机械设计,2021,38(8):114-117.3张明杨,任爱华,孙章栋,等.某电动物流运输车车架强度分析及结构优化J.机械研究与应用,2022,35(1):114-116.4顾华朋,杨平,许书生,等.铝合金后副车架结构设计与强度分析J.内燃机与配件,2021(5):42-43.5杨德胜,蒋清丰,刘庆,等.基于ANSYS的副车架结构强度及模态分析J.制造业自动化,2019,41(1):12-14.6徐守富,孙涛,郑非,等.基于灵敏度控制的某商用车前副车架轻量化设计J.能源研究与信息,2019,35(1):55-62.7张宏,刘艳华,张枭鹏,等.某SUV副车架结构及性能的优化设计J.汽车实用技术,2016(4):73-76.8王锐,苏小平.汽车副车架强度模态分析及结构优化J.机械设计与制造,2015(4):152-154.9张明,米莉艳,智鹏鹏.统型窄轨客车转向架构架结构强度仿真分析及优化J.安阳工学院学报,2020,19(6):9-13.10聂小勇,谭永发,谢世坤,等.某新能源汽车后副车架疲劳失效分析与优化J.井冈山大学学报(自然科学版),2020,41(5):59-65.11周德生,胡冬青,王朕峰.副车架焊缝疲劳寿命研究J.汽车实用技术,2021,46(15):71-74.12夏祥春.基于Miner线性累积损伤理论的摇枕疲劳寿命分析J.时代农机,2018,45(1):76.13吴刚,马桃,张晋伟.基于累计损伤理论的车钩缓冲装置疲劳寿命分析J.轨道交通装备与技术,2019(6):13-17.14王文阁,卢延辉.实用概率Miner理论及在汽车部件疲劳计算上的应用J.汽车技术,2009(12):12-16.（编辑马忠臣）作者简介：云国丽（1994），女，硕士，助理工程师，研究方向为汽车结构分析与安全性；智鹏鹏（1989），男，博士，助理研究员，主要研究方向为韧性设计、机电装备结构/疲劳可靠性、不确定性分析与优化。通信作者：智鹏鹏，。收稿日期：2022-09-09图7前副车架焊缝疲劳损伤云图图10优化后前副车架架疲劳应力云图图8前副车架优化设计方案图9前副车架优化设计方案122