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摘 要 以某纯电动中巴车后副车架作为研究对象，进行了有限元静力学分析。在此基础上对该后副车架进行了轻量化设计，并与轻量化前的结构性能指标对比分析。据分析结果表明，轻量化前的质量约为71.46kg，轻量化后的值为68.57 kg，约减轻了4%。与此同时，最大应力和最大变形分别减小了29.08%和23.23%，轻量化效果明显。
关键词 电动中巴车；后副车架；有限元分析；轻量化设计
Abstract The finite element static analysis of the rear auxiliary frame of a pure electric bus was carried out. On this basis， the light weight design of the rear auxiliary frame is carried out and compared with the structural performance index before the light weight. According to the analysis results， the mass before the lightweight is 71.46 kg， and the value after the lightweight is 68.57 kg， reducing about 4%. At the same time， the maximum stress and maximum deformation decreased by 29.08% and 23.23% respectively. The lightweight design is very effective.
Key Words Air suspension； C beam； Finite element analysis； Lightweight Design
引言
随着人类社会发展，化石能源紧缺的问题日渐明显，汽车产业的趋势往新能源化、轻量化、互联网智能化方向发展。纯电动中巴车就是现代汽车产业孕育而出的新兴产物。纯电动中巴车主要运用于城市交通，因此乘客对其的舒适性有着较高的要求。后副车架作为底盘的重要部件，其作用有吸收震动、噪音，把底盘的悬挂摇臂等各种散件集合为总成，不仅有效地提高了舒适性，还降低了整车的生产制造成本，使车辆总装时更加便利。因此，后副车架结构被广泛运用在纯电动中巴车。
1 后副车架结构介绍
对该副车架进行有限元分析之前，必须要有精确可靠的三维模型，这会直接影响到分析求解的结果信息是否有效。在运用各种分析软件对三维模型进行实际分析的过程中，有限元本身的计算误差会远小于用有限元计算模型来模拟实际问题带来的误差。
该后副车架的纵向左管梁和纵向右管梁两端分别有两个主车架连接孔，这四个孔为后副车架于主车架专配时的定位安装孔，起着让后副车架于主车架稳定连接的作用；该后副车架的纵向左管梁和纵向右管梁下部分共有6个摆臂连接支架，其作用是与摇臂减震等散件相连接，把底盘的悬挂摇臂等各种散件集合为总成。
2 后副车架的有限元模型
2.1 网格划分
在建立有限元模型之前，后副车架计算模型符合以下两个条件：首先，其具备足够的精确性，所导入的计算模型能基本反映出研究对象的实际状况；与此同时，其具备良好的经济性，能大量减少前期数据准备工作时的工作量，节约实际操作时的计算时间。
2.2 指定边界条件
在指定边界条件之前，对该后副车架的6个“摇臂连接支架”分别命名。位于前橫梁左侧的摇臂连接支架命名为“1号支架”，在前横梁右侧的摇臂连接支架对其命名为“2号支架”，对位于左纵梁上的摇臂连接支架命名为“3号支架”，对在右纵梁上的摇臂连接支架命名为“4号支架”，在后横梁左侧的摇臂连接支架命名为“5号支架”，在后横梁右侧的摇臂连接支架对其命名为“6号支架”。分别对6个摇臂连接支架命名后，再根据理想条件下这6个摇臂连接支架所连接的结构部件和所受应力不同，要对其施加6组不同方向不同大小的力，其具体数据如表3所示。
选择4个“主车架安装支架”的安装面进行“Clamp（固支）约束。选择该后副车架前横梁左侧的“1号支架”的安装孔内表面作为支持面，在“Distributed Force”中定义第一个分力的方向为Z的负方向，大小为1060N；第二个分力的方向为Y轴的正方向，大小同样为1060N，使其合力大小约为1500N。前横梁右侧的“2号支架”进行施加载荷，方法与建立第一组载荷类似，其第一个分力的方向为Z的负方向，大小为1060N；第二个分力的方向为Y轴的负方向，大小同样为1060N，与第一组载荷的力相同，使其合力大小约为1500N。再对位于左纵梁上的“3号支架”施加载荷，施加力的支持面选择到3号支架的安装孔内表面，定义第一个分力的方向为Z的负方向，大小为565N；第二个分力的方向为Y轴的正方向，大小同样为565N，使其合力大小约为800N。对于右纵梁的“4号支架”，其施加力的支持面为4号支架安装孔的内表面，施加第一个分力的方向为Z的负方向，大小为565N；第二个分力的方向为Y轴的负方向，大小同样为565N，与第三组载荷的力相同，让合力的大小也为800N左右，完成第四组载荷。下一步应对位于后横梁左侧的“5号支架”，力的支持面选定为5号支架的安装孔的内表面，定义第一个分力的方向为Z的负方向，大小为707N；第二个分力的方向为Y轴的正方向，大小同样为707N，使其合力大小约为1000N。最后一个是在后横梁右边的“6号支架”，对其选择的受力支持面为6号支架的安装孔内表面，施加的第一个分力方向为Z的负方向，大小为707N；第二个分力的方向为Y轴的负方向，大小同样为707N，与第五组载荷的力相同，让合力的大小也为1000N。此时边界条件的约束与载荷均已完成定义，如图3所示。 2.3 计算结果
最大应力值为265.46 MPa，而steel的屈服极限为20000 MPa，因此该后副车架所承受的应力远远小于其材料的屈服极限。查看位移云图后可以的出最大变形量的位移为0.79059mm。再单击“Answer Quality（结果物质量）”命令可以评估零件的结构质量。绝大部分网格显示为蓝色，表示其非常安全，极少数网格呈黄色，处于安全的边缘状态。分析结果如图4所示。根据该后副车架的应力云图，得出其最大应力和最大位移，表4所示。
3 轻量化设计方案
根据应力云图分析其受力偏小的部位提出轻量化设计方案并进行轻量化处理，具体实施步骤如下。
1.左、右纵梁的中段进行中空处理，其中空半径为12mm；
2.前横梁整段进行中空处理，其中空半径为8mm；
3.对后横梁的摇臂安装支架进行重新设计；
4.前、后横梁的摇臂安装支架的直角部分改为圆角，其圆角半径为25mm；
5.对后横梁与左、右横梁的连接处进行加强设计。
4 轻量化结果与分析
4.1 后副车架轻量化结果
在对原后副车架进行轻量化设计后，对其轻量化结果物要进行强度校核，同时要对轻量化后的横梁和纵梁在各种工况下进行变形量的位移分析。为了控制分析时的单一变量，轻量化设计时不改变其材料，轻量化后分析时的网格类型和大小与原来模型的网格划分相同，各种约束和载荷等边界条件与原来的边界条件相同。分析结果如图5所示。
根据图5的分析结果可得出：轻量化之后的后副车架在与原后副车架受同等边界条件的情况下，其所受的最大应力值为188.26MPa，发生的最大位移量为0.60696mm。测量轻量化之后的后副车架得出其质量为68.565kg。得出的数据汇总如表4所示。
4.2 优化前后对比
根据图5的分析结果可得出：轻量化之后的后副车架在与原后副车架受同等边界条件的情况下，其所受的最大应力值为188.26MPa，发生的最大位移量为0.60696mm。测量轻量化之后的后副车架得出其质量为68.565kg。得出的数据汇总如表4所示。
把轻量化后与轻量化前的数据进行对比，得出结论：M' 5 结论
后副车架结构作为纯电动中巴车的底盘关键零部件，在汽车运行时其受力复杂，应用有限元分析是解决这种复杂受力问题的有效途径。
前后对比分析结果表明，轻量化前的质量为71.455 kg，轻量化后的值为68.565 kg。降低了4.1%，达到了轻量化的目的。与此同时，结构性能指标上升了21%，实现了后副车架轻量化设计的目标。
参考文献
[1] 胡鸿.某纯电动中巴车后副车架的有限元分析及轻量化设计[D].南昌.江西科技学院，2018.
[2] 赵文涛，任旭东，温雯.客车空气弹簧悬架边界条件模拟与试验验证[J].计算机辅助工程，2018，27（1）：1-6.
[3] 郭聪聪，朱思贤，祝国强，陈子阳.全承载式客车车身结构轻量化研究[J].农业装备与车辆工程，2018，56（1）：68-72.
[4] 张可可.空气悬架全承载式大客车静动态强度分析[D].西安：长安大学，2017：25-28.
[5] 潘超，王海艳，王兴平等.轻型商用车悬架系统轻量化方法研究[J].汽车工艺与材料，2017，（7）：64-69.
[6] 孔维礼，马冀，段宇鹏等.单纵臂空气悬架关键部件的结构减重优化设计[C].MDAD2017.中国山东青岛：中国力学学会，2017：65.
[7] BC Choi， S Cho， CW Kim. Sequential Approximate Optimization of MacPherson Strut Suspension for Minimizing Side Load by Using Progressive Meta-Model Method [J].International Journal of Automotive Technology， 2018，19（3）：455-461.
[8] J Liu， DJ Zhuang， F Yu. Optimized design for a MacPherson strut suspension with side load springs[J].International Journal of Automotive Technology， 2008，9（1）：29-35.
[9] Ali T ， Bakar R A ， Meng G L ， et al. Investigation of passenger car using Macpherson strut for suspension system pt.1： Vehicle behaviour variation of time response[C]// 2016.
[10] 鐘焕祥，唐胜男，姚玉丽.基于有限元法的副车架模态分析[J].汽车零部件，2014，7（3）：65.
[11] 潘宇.某车型副车架结构强度与模态分析及结构改进[J].机械强度，2017，39（6）：1490-1494.
关键词 电动中巴车；后副车架；有限元分析；轻量化设计
Abstract The finite element static analysis of the rear auxiliary frame of a pure electric bus was carried out. On this basis， the light weight design of the rear auxiliary frame is carried out and compared with the structural performance index before the light weight. According to the analysis results， the mass before the lightweight is 71.46 kg， and the value after the lightweight is 68.57 kg， reducing about 4%. At the same time， the maximum stress and maximum deformation decreased by 29.08% and 23.23% respectively. The lightweight design is very effective.
Key Words Air suspension； C beam； Finite element analysis； Lightweight Design
引言
随着人类社会发展，化石能源紧缺的问题日渐明显，汽车产业的趋势往新能源化、轻量化、互联网智能化方向发展。纯电动中巴车就是现代汽车产业孕育而出的新兴产物。纯电动中巴车主要运用于城市交通，因此乘客对其的舒适性有着较高的要求。后副车架作为底盘的重要部件，其作用有吸收震动、噪音，把底盘的悬挂摇臂等各种散件集合为总成，不仅有效地提高了舒适性，还降低了整车的生产制造成本，使车辆总装时更加便利。因此，后副车架结构被广泛运用在纯电动中巴车。
1 后副车架结构介绍
对该副车架进行有限元分析之前，必须要有精确可靠的三维模型，这会直接影响到分析求解的结果信息是否有效。在运用各种分析软件对三维模型进行实际分析的过程中，有限元本身的计算误差会远小于用有限元计算模型来模拟实际问题带来的误差。
该后副车架的纵向左管梁和纵向右管梁两端分别有两个主车架连接孔，这四个孔为后副车架于主车架专配时的定位安装孔，起着让后副车架于主车架稳定连接的作用；该后副车架的纵向左管梁和纵向右管梁下部分共有6个摆臂连接支架，其作用是与摇臂减震等散件相连接，把底盘的悬挂摇臂等各种散件集合为总成。
2 后副车架的有限元模型
2.1 网格划分
在建立有限元模型之前，后副车架计算模型符合以下两个条件：首先，其具备足够的精确性，所导入的计算模型能基本反映出研究对象的实际状况；与此同时，其具备良好的经济性，能大量减少前期数据准备工作时的工作量，节约实际操作时的计算时间。
2.2 指定边界条件
在指定边界条件之前，对该后副车架的6个“摇臂连接支架”分别命名。位于前橫梁左侧的摇臂连接支架命名为“1号支架”，在前横梁右侧的摇臂连接支架对其命名为“2号支架”，对位于左纵梁上的摇臂连接支架命名为“3号支架”，对在右纵梁上的摇臂连接支架命名为“4号支架”，在后横梁左侧的摇臂连接支架命名为“5号支架”，在后横梁右侧的摇臂连接支架对其命名为“6号支架”。分别对6个摇臂连接支架命名后，再根据理想条件下这6个摇臂连接支架所连接的结构部件和所受应力不同，要对其施加6组不同方向不同大小的力，其具体数据如表3所示。
选择4个“主车架安装支架”的安装面进行“Clamp（固支）约束。选择该后副车架前横梁左侧的“1号支架”的安装孔内表面作为支持面，在“Distributed Force”中定义第一个分力的方向为Z的负方向，大小为1060N；第二个分力的方向为Y轴的正方向，大小同样为1060N，使其合力大小约为1500N。前横梁右侧的“2号支架”进行施加载荷，方法与建立第一组载荷类似，其第一个分力的方向为Z的负方向，大小为1060N；第二个分力的方向为Y轴的负方向，大小同样为1060N，与第一组载荷的力相同，使其合力大小约为1500N。再对位于左纵梁上的“3号支架”施加载荷，施加力的支持面选择到3号支架的安装孔内表面，定义第一个分力的方向为Z的负方向，大小为565N；第二个分力的方向为Y轴的正方向，大小同样为565N，使其合力大小约为800N。对于右纵梁的“4号支架”，其施加力的支持面为4号支架安装孔的内表面，施加第一个分力的方向为Z的负方向，大小为565N；第二个分力的方向为Y轴的负方向，大小同样为565N，与第三组载荷的力相同，让合力的大小也为800N左右，完成第四组载荷。下一步应对位于后横梁左侧的“5号支架”，力的支持面选定为5号支架的安装孔的内表面，定义第一个分力的方向为Z的负方向，大小为707N；第二个分力的方向为Y轴的正方向，大小同样为707N，使其合力大小约为1000N。最后一个是在后横梁右边的“6号支架”，对其选择的受力支持面为6号支架的安装孔内表面，施加的第一个分力方向为Z的负方向，大小为707N；第二个分力的方向为Y轴的负方向，大小同样为707N，与第五组载荷的力相同，让合力的大小也为1000N。此时边界条件的约束与载荷均已完成定义，如图3所示。 2.3 计算结果
最大应力值为265.46 MPa，而steel的屈服极限为20000 MPa，因此该后副车架所承受的应力远远小于其材料的屈服极限。查看位移云图后可以的出最大变形量的位移为0.79059mm。再单击“Answer Quality（结果物质量）”命令可以评估零件的结构质量。绝大部分网格显示为蓝色，表示其非常安全，极少数网格呈黄色，处于安全的边缘状态。分析结果如图4所示。根据该后副车架的应力云图，得出其最大应力和最大位移，表4所示。
3 轻量化设计方案
根据应力云图分析其受力偏小的部位提出轻量化设计方案并进行轻量化处理，具体实施步骤如下。
1.左、右纵梁的中段进行中空处理，其中空半径为12mm；
2.前横梁整段进行中空处理，其中空半径为8mm；
3.对后横梁的摇臂安装支架进行重新设计；
4.前、后横梁的摇臂安装支架的直角部分改为圆角，其圆角半径为25mm；
5.对后横梁与左、右横梁的连接处进行加强设计。
4 轻量化结果与分析
4.1 后副车架轻量化结果
在对原后副车架进行轻量化设计后，对其轻量化结果物要进行强度校核，同时要对轻量化后的横梁和纵梁在各种工况下进行变形量的位移分析。为了控制分析时的单一变量，轻量化设计时不改变其材料，轻量化后分析时的网格类型和大小与原来模型的网格划分相同，各种约束和载荷等边界条件与原来的边界条件相同。分析结果如图5所示。
根据图5的分析结果可得出：轻量化之后的后副车架在与原后副车架受同等边界条件的情况下，其所受的最大应力值为188.26MPa，发生的最大位移量为0.60696mm。测量轻量化之后的后副车架得出其质量为68.565kg。得出的数据汇总如表4所示。
4.2 优化前后对比
根据图5的分析结果可得出：轻量化之后的后副车架在与原后副车架受同等边界条件的情况下，其所受的最大应力值为188.26MPa，发生的最大位移量为0.60696mm。测量轻量化之后的后副车架得出其质量为68.565kg。得出的数据汇总如表4所示。
把轻量化后与轻量化前的数据进行对比，得出结论：M'
后副车架结构作为纯电动中巴车的底盘关键零部件，在汽车运行时其受力复杂，应用有限元分析是解决这种复杂受力问题的有效途径。
前后对比分析结果表明，轻量化前的质量为71.455 kg，轻量化后的值为68.565 kg。降低了4.1%，达到了轻量化的目的。与此同时，结构性能指标上升了21%，实现了后副车架轻量化设计的目标。
参考文献
[1] 胡鸿.某纯电动中巴车后副车架的有限元分析及轻量化设计[D].南昌.江西科技学院，2018.
[2] 赵文涛，任旭东，温雯.客车空气弹簧悬架边界条件模拟与试验验证[J].计算机辅助工程，2018，27（1）：1-6.
[3] 郭聪聪，朱思贤，祝国强，陈子阳.全承载式客车车身结构轻量化研究[J].农业装备与车辆工程，2018，56（1）：68-72.
[4] 张可可.空气悬架全承载式大客车静动态强度分析[D].西安：长安大学，2017：25-28.
[5] 潘超，王海艳，王兴平等.轻型商用车悬架系统轻量化方法研究[J].汽车工艺与材料，2017，（7）：64-69.
[6] 孔维礼，马冀，段宇鹏等.单纵臂空气悬架关键部件的结构减重优化设计[C].MDAD2017.中国山东青岛：中国力学学会，2017：65.
[7] BC Choi， S Cho， CW Kim. Sequential Approximate Optimization of MacPherson Strut Suspension for Minimizing Side Load by Using Progressive Meta-Model Method [J].International Journal of Automotive Technology， 2018，19（3）：455-461.
[8] J Liu， DJ Zhuang， F Yu. Optimized design for a MacPherson strut suspension with side load springs[J].International Journal of Automotive Technology， 2008，9（1）：29-35.
[9] Ali T ， Bakar R A ， Meng G L ， et al. Investigation of passenger car using Macpherson strut for suspension system pt.1： Vehicle behaviour variation of time response[C]// 2016.
[10] 鐘焕祥，唐胜男，姚玉丽.基于有限元法的副车架模态分析[J].汽车零部件，2014，7（3）：65.
[11] 潘宇.某车型副车架结构强度与模态分析及结构改进[J].机械强度，2017，39（6）：1490-1494.