研究微型电动汽车车架设计，既满足强度要求，又能提高材料利用率

文/勇哥

引言

随着人们环保意识的加强，微型电动汽车作为一种零排放、节能效果好的新能源汽车，受到各国家及各汽车厂商的重视。

车架的重量及其分布和动静态特性直接影响整车的动力性能与安全性能，因此，选择合理的车架结构形式及尺寸参数对其进行轻量化设计，使其具备良好的特性是十分重要的。

轻量化的实施能减少原材料的消耗、降低生产成本，还能提高电动汽车的续航里程。本文对微型电动汽车车架进行多目标驱动优化设计，选择满载弯曲工况作为分析工况，使其既满足强度要求，又能最大限度地提高材料利用率。

原车架力学特性分析及改进

微型电动汽车车架静态分析可以计算车架的变形量和应力分布，以找出设计的缺陷和薄弱环节，提高设计质量及结构的可靠性。利用模态分析方法可直接评估结构物的固有振动特性，从而使车架结构设计避免共振，对车架的设计具有指导意义。

同时，车架的低阶固有频率和振型对其影响最显著。在质量相近的情况下，这种影响表现为:低阶固有频率越高，刚度越高，乘坐舒适性越好。

1.原车架力学特性分析

在Creo软件中建立微型电动汽车车架的三维模型，然后导入ANSYSWorkbench软件中，设置车架材料为Q235，并进行网格划分。

首先采用solid187单元(含中间节点的四面体单元)对车架整体进行自由网格划分，全局尺寸控制为5mm;然后运用局部网格控制修补质量较差的网格。网格单元数约为79万个，节点数约为155万个，通过网格无关性验证。

选择最典型及影响较大的满载弯曲工况为分析工况，限制车架与弹簧、板簧连接点的所有自由度。车架承受的载荷由电池、乘客、支架和顶棚等部件的重量及车架自身的重量组成。原车架所受载荷及约束如图1所示。

原车架变形、等效应力、第一阶振型和第二阶振型如图2所示。从图2a中可以看出，原车架最大变形位于第三排座位支撑梁位置，最大变形值为1.2025mm;从图2b中可以看出，最大等效应力位于中部纵梁和后部横梁连接位置，最大等效应力值为88.30MPa。

从图2c、图2d中可以看出，车架的第一阶、第二阶固有频率分别为40．276Hz、41．330Hz，车架的第一阶固有频率远离路面的激励频率范围(低于20Hz)，可有效避免电动汽车车架在运行过程中发生共振，保证电动车的乘坐舒适性。

2.原车架改进设计

从图2中可以看出，原车架安全系数和强度余量均偏大，结构较稳定，有很大的改进空间。根据轻量化原则，考虑减少支撑前两排乘客的纵梁数量或改变梁的截面尺寸，加固支撑第三排乘客的横、纵梁，简化支撑动力电池的梁结构，在保证车架可靠性的基础上，对车架进行轻量化改进设计。

车架改进后的位置如图3所示。

图3中，在改进位置1、改进位置3将原车架8#槽钢改为6.3#槽钢;在改进位置2简化梁布局;在改进位置4简化梁布局，并将原车架8#槽钢、4#角钢改为6.3#槽钢;在改进位置5简化梁布局，并加固第三排座位;在改进位置6将原车架6.3#槽钢改为4#角钢;车架其他位置梁的数量和尺寸保持不变。

3.改进后车架力学特性分析

改进后的车架变形、等效应力、第一阶振型和第二阶振型如图 4 所示。

从图4a中可以看出，改进后的车架最大变形值为1.5459mm，位于车架中间支撑横梁位置;从图4b中可以看出，最大等效应力值为155.89MPa，位于中部纵梁和后部横梁连接位置，较原车架最大等效应力增大了67.46MPa。

从图4c、图4d中可以看出，车架的第一阶、第二阶固有频率分别为31.597Hz、31.827Hz，振动变形多发生在第一、第二排座位，第一、第二排座位之所以变形较大是因为座位相对于底盘为外伸梁结构，较易发生振动变形，除此之外，车架其他部分的振动变形均较小，振型比较光滑，结构较稳定。改进后的车架与原车架主要力学性能对比如表1所示。

从表1中可以看出，改进后的车架质量减少72.13kg，降低了26.83%，但最大应力增加了67.46MPa，提高了76.286%，所以在车架改进设计时应考虑对车架进行多目标优化，以提高车架强度。

车架目标驱动优化设计

1.优化参数的选择

对车架结构优化分析时，一种思路是优化梁截面尺寸，另一种思路是优化梁布局。由于车架采用标准槽钢和角钢，若进行尺寸优化则行不通，因此，本文采用第二种思路，即在不添加梁的基础上，通过合理布置支撑梁的位置来保证车架最优的力学性能。

选取梁间距ds_1、ds_2、ds_3和ds_4作为设计变量，如图5所示。图5中，ds_1为车架头部纵梁与外侧纵梁之间的间距，ds_2为车架中部纵梁与外侧纵梁之间的间距，ds_3为车架尾部纵梁与外侧纵梁之间的间距，ds_4为车架尾部立柱与外侧纵梁之间的间距。

车架外侧纵梁位置不变，分别调整车架头部纵梁、中部纵梁、尾部纵梁和尾部立柱的位置来改变梁间距。

调整车架头部纵梁、尾部纵梁和尾部立柱的位置时，会改变与之相接横梁(图5中圆圈位置)的长度，从而影响整体车架的质量。因车架结构左右对称，故图5中只标出了单侧的梁间距。以车架的质量M(X)、最大变形δmax(X)和最大等效应力σmax(X)最小，第一阶频率f1(X)、第二阶频率f2(X)和第三阶频率f3(X)最大作为目标函数。多目标优化的数学模型为:

式中:X为设计变量组成的向量;Ｒ为实数。

2.灵敏度分析

灵敏度分析是一种度量设计变量对目标函数敏感程度的方法。在车架结构优化时，常有多个设计变量需要调整，采用灵敏度分析可以找出对目标函数影响较大的关键设计变量，为进一步优化提供依据，提高优化效率。灵敏度大于零说明设计变量与目标函数呈正相关，灵敏度小于零则为负相关。

图6所示为设计变量ds_1、ds_2、ds_3和ds_4对多个目标函数的灵敏度。从图6中可看出，ds_1对车架质量的影响较大，且影响呈负相关;ds_2对车架最大变形的影响较大，且影响呈正相关;ds_3对车架最大等效应力的影响较大，且影响呈正相关;ds_1和ds_2对车架固有频率的影响较大，且影响呈负相关。

3.响应面分析

响应面分析方法可以考察因素之间的交互作用，从图6选取关键设计变量，根据分析目标函数的结果拟合响应面反映设计变量与目标函数的响应关系，获取关键设计变量对目标函数的响应分布、响应趋势和每个设计点的响应。响应面分析如图7所示。

从图7a、图7b中可以看出，随着ds_1、ds_3和ds_4的增加车架质量逐渐减小，ds_1对车架质量影响较大;为了减小车架质量，应选取大的ds_1值。

图7a 图7b

从图7c、图7d中可以看出，随着ds_1和ds_2的增加车架最大变形逐渐增大;随着ds_3的增加车架最大变形先逐渐减小，ds_3值到达370mm以后又缓慢增大;为了减小车架最大变形，应选取小的ds_1和ds_2值，ds_3值保持在370mm左右。

图7d

从图7e、图7f中可以看出，随着ds_2的增加车架最大应力先逐渐减小，ds_2到达377mm以后又缓慢增大;随着ds_3的增加车架最大应力逐渐增大;随着ds_4的增加车架最大应力先缓慢增大，ds_4到达243mm以后又逐渐减小;为了减小车架最大应力，应选取小的ds_3值和大的ds_4值，ds_2值保持在377mm左右。

图7e

图7f

从图7g～图7l中可以看出，ds_1和ds_2对车架第一、第二和第三阶固有频率的影响较大，ds_3和ds_4对车架第一、第二和第三阶固有频率的影响较小，根据响应趋势，为了增大车架第一、第二和第三阶固有频率，应选取小的ds_1和ds_2值。

图7g--7i

4.候选方案选取

最佳设计是在满足所有约束的条件下，目标函数M(X)、δmax(X)和σmax(X)最小，且目标函数f1(X)、f2(X)和f3(X)最大。从图7所示可以看出，这种优化目标很难同时达到。DesignXplorer模块依据优化目标从50种取样方案筛选出了3个最接近优化目标的候选样本点，候选样本点如表2所示。

由表2所示可知，3种方案车架质量相差不大，方案1最大应力减少52．04MPa(155．89－103．85=52．04MPa)，降低了33．38%，优化效果最显著，满足多目标优化要求，且与响应面分析趋势一致，所以本文选取方案1作为最优设计方案。车架轻量化设计效果(即优化的车架与原车架主要力学性能对比)，如表3所示。

从表3中可以看出，优化后的车架质量比原车架减少了74.58kg，降低了27.74%;而最大等效应力增大了15.42MPa，提高了17.44%，但仍远远低于材料Q235的屈服极限(235MPa);第一、第二阶固有频率仅仅降低了10Hz左右，仍远离路面的激励频率范围(20Hz)，可有效地避免电动汽车车架在运行过程中发生共振。

动力性能试验研究

电动汽车动力性能包括电动汽车在良好路面上直线行驶时所能达到的最高时速、爬坡能力和续航里程等动力性能指标。对动力性能指标的测试主要通过室内和室外两种方式进行。

电动汽车动力性能试验设备是汽车底盘测功机，它是一种室内测试设备，用以模拟汽车在实际行驶时的阻力，主要检测底盘的输出功率、加速能力等。汽车底盘测功机主要参数如表4所示。

在试验过程中，用惯性飞轮转动惯量模拟汽车的转动惯量以及汽车在直线运动状态下的惯量，使用专用电磁离合器对飞轮进行控制，以确保试验条件符合汽车惯量模拟要求。另外，使用功率吸收装置模拟电动汽车在运行中所受到的阻力，使用转动的滚筒模拟电动汽车在路面上的行驶情况。

电动汽车采用6V230AH(230AH:以230A的电流可放电1h，以1A的电流可放电230h)的蓄电池8块，电动机额定功率为4.5kW，峰值功率为9kW，额定转速为2500r/min，峰值转速为3800r/min。试验温度为22～30℃。微型电动汽车动力性能试验如图8所示，试验结果如表5所示，样车主要参数如表6所示。

从表5所示的试验结果可以看出，优化后整车的最高时速、爬坡性能等重要参数，可以满足工作需求。

从数值模拟和试验结果可以看出，优化后车架的应力、应变分布更合理，材料的利用率大大提升，可采用所设计车架，将电动汽车推广至旅游景点、机场、火车站和社区等处。

结语

1)对原车架进行变形、等效应力、第一阶频率和第二阶频率分析，确定了车架强度过大的部位。
2)对改进后的车架进行力学特性验证分析，发现最大等效应力位于中部纵梁和后部横梁连接位置，最大等效应力值为155.89MPa，较原车架最大等效应力增大了67.46MPa。
3)建立车架目标驱动优化设计模型，对梁布局进行分析，获得了较合理的优化方案。轻量化后的车架质量比原车架减少了74．58kg，降低了27.74%;而最大等效应力增大了15.42MPa，提高了17.44%，但仍远远低于材料的屈服极限;第一、第二阶固有频率仅仅降低了10Hz左右，仍远离路面的激励频率范围，可有效避免电动汽车车架在运行过程中发生共振。
4)对整车进行动力性能试验研究，验证了车架的安全性和稳定性，可以看出优化后的车架提升了材料的利用率，应力、应变分布更合理。