新能源公交車輕量化氣囊支座的設計和有限元分析

李軍

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新能源公交車輕量化氣囊支座的設計和有限元分析

李軍

（上?？坡囕v部件系統股份有限公司，上海 201815）

近幾年來，中國汽車工業快速發展，尤其是國家制定新能源戰略以后，全國各大主機廠爭相研發新能源汽車，新能源公交車就是其中車型之一，氣囊支座作為新能源公交車底盤關鍵的零件之一，連接著氣囊總成、推力桿總成、車橋等許多零件，起著承載和連接的作用，它既承受垂向載荷又承受縱向載荷，所以氣囊支座設計尤為重要。目前，市場上銷售的新能源公交車的氣囊支座大部分是采用鑄鋼。文章通過輕量化氣囊支座3D方案設計，對氣囊支座零件的有限元分析方法進行了探索并進行了驗證。

氣囊支座；輕量化；Hyperworks；有限元；模態分析

引言

在當前保護環境的大前提下，傳統汽車排放的一氧化碳、碳氫化合物和氮氧化合物等已占城市空氣污染物的70%- 80%，成為城市空氣污染的主要來源。推廣新能源汽車可以有效緩解城市上空一氧化碳、碳氫化合物的污染壓力。關于新能源汽車，國家相關部委在2010年就開始進行新能源汽車補貼試點，2012年又進行了“十二五”專項規劃。2014年7月，國務院發布了《關于加快新能源汽車推廣應用的指導意見》，之后四部委又先后發布了針對新能源汽車購置稅、購車財政補貼、充電設施建設補貼等諸多鼓勵政策，自此中國新能源汽車發展駛上了快車道。

2018年國家對新能源汽車的補貼政策作出了調整，鼓勵續航里程提升，對于新能源汽車的續航里程提出了更高要求，財補新政劃分出了細致的續航里程區間：純電動車續航150～300公里車型補貼分別下調約20％～50％不等，低于150公里續航的車型將不再享有補貼；續航里程300～400公里及400公里以上車型，分別上調2％～14％不等，由此可以看出續航里程越大補貼越高，而增加續航里程除了增加動力源的能量外，就是降低整車的重量，尤其是整車的非簧載質量，減少能源的消耗就會增加整車運營里程。

因此，高強度的輕量化零部件成為了各大主機廠的迫切需求。

1 氣囊支座與懸架各零件之間的裝配關系

本氣囊支座（序號10）主要用于一級踏步的公交車前橋，非驅動門式橋，最大使用軸荷7.5噸，最大使用車型12米公交車。

圖1 氣囊支座與懸架各零件的裝配關系

1.V型布置推力桿總成；2.穩定桿系統；3. 穩定桿吊桿；4.車橋； 5.縱向布置推力桿總成；6.氣囊總成；7.減振器總成；8.高度閥調節桿總成； 9.高度閥總成；10.氣囊支座；11.高度閥下支架

2 氣囊支座的設計思路及模型建立

在進行氣囊支座結構設計前，為了匹配客戶的新車型，應先有客戶新車型的整車參數，包括：前軸滿載載荷、后軸滿載載荷、前輪輪距、后輪輪距、軸距、滿載質心高度、輪輞型號及圖紙、輪胎型號、車橋數模和車輪的內外輪轉角等。在進行氣囊支座方案設計時要充分考慮氣囊總成、推力桿總成、穩定桿總成、減振器總成的安裝角度和安裝空間問題，須給各個零件總成留有足夠的空間，并使用CATIA中的MDU功能進行運動仿真，進行運動干涉校核，不但要考慮零件新狀態時與懸架各個部件是否有干涉，還要考慮用戶在拿到車使用一段時間后，零件磨損到允許極限時懸架、車橋在上下跳動到極限時是否與懸架各零部件或車架是否有干涉。

在進行氣囊支座強度設計時，要依據整車參數按工況進行受力計算，氣囊支座一般按最大垂向力工況、最大縱向力工況、最大側傾力工況和最大減振器力共四種工況來對氣囊支座進行受力分析。然后，依據已經選好的氣囊總成、推力桿總成、穩定桿總成、減振器總成和高度閥下支架的接口尺寸來進行氣囊支座的初步3D方案設計。

本文以某型12米新能源（純電動）一級踏步公交車用氣囊支座作為例子，如下圖2所示是使用CATIA已經建好的輕量化氣囊支座和非輕量化氣囊支座3D方案設計圖。

圖2 輕量化氣囊支座（左）和非輕量化氣囊支座（右）

3 氣囊支座載荷工況的計算

某型12米純電動公交車整車參數見表1，該車為電機后置后輪驅動。

表1 某型12米純電動公交車整車參數

3.1 最大垂直力工況

用于靜強度計算的最大垂直載荷F1為：

1為靜強度動載系數，一般取1.8～3，考慮到路面不平有沖擊載荷，這里取1=2.5；

F0為單側車輪的滿載簧載質量，這里F0=11/2，則：

3.2 最大縱向力工況

公交車在道路上直線行駛制動時，單側車輪與路面接觸點處的最大縱向力F1為：

將單側車輪與路面接觸點處的最大縱向力F1根據推力桿總成的布置（圖3）換算到氣囊支座推力桿總成安裝處的力F2。

與此同時，氣囊支座受一個垂直力

這里取2=1.5；

3.3 最大側傾力

此工況主要分析整車側傾6°時，穩定桿吊桿總成傳遞給氣囊支座的受力，先計算出穩定桿的角剛度，計算公式如下：

剛度

實心穩定桿慣性矩及慣性矩：

本公交車所用穩定桿外形尺寸見圖5，通過計算得穩定桿角剛度

則整車側傾6°時穩定桿吊桿處的受力

其中L為穩定桿兩端的跨距，根據圖5，L=1.132 m，則FD=58028.9N

圖5 穩定桿外形尺寸圖

與此同時，氣囊支座受一個垂直力

這里取2=1.5；則

3.4 最大減振器力Fz

考慮到適用不同噸位車型，初選一款阻尼力偏大的減振器總成，具體性能參數如下：

表2

由上表可以看出，減振器總成的最大復原阻尼力為16410N，根據經驗，分析時一般按1.5倍

與此同時，氣囊支座受一個垂直力

這里取3=1，則

表3 各工況的載荷匯總表

4 氣囊支座的有限元分析

4.1 氣囊支座結構強度分析

網格劃分采用HyperMesh軟件，對氣囊支座先進行2D網格劃分，網格質量檢查合格后，然后，然后再進行3D網格劃分處理，形成完整的氣囊支座網格。3D網格采用二階四面體單元，單元大小4mm，模型中材料采用牌號ZG310-570 ，GB/T 11352，材料密度:7850kg/m3，泊松比：0.3，彈性模量:2.0×105MPa，屈服強度σ≥310MPa，抗拉強度σ≥570MPa。

在完成氣囊支座模型的3D網格劃分之后，還需要在氣囊支座的螺栓、推力桿總成、氣囊總成和減振器總成的安裝處建立連接單元模擬部件間的連接關系，用于模型的約束和加載。本文采用剛性單元（RBE2）來模擬它們連接關系，這些單元被有限元分析人員廣泛采用，其優點是前處理工作量相對較小，計算時間短、精度較好。主節點在各孔的幾何受力中心，從節點分布在孔表面。

4.2 氣囊支座的模態分析

有限元模態分析分為自由模態和約束模態分析。自由模態分析就是進行模態分析時不施加任何約束，這是自由模態分析，得到其固有頻率。約束模態分析就是考慮結構在實際工作狀態時的邊界條件，分析所得的模態參數包含了邊界條件對其的影響，施加約束之后的模態分析能夠反映結構的真實振動情況，研究約束對模態的影響。

對于公交車氣囊支座來說，其工作條件下的約束條件容易確定，約束4個螺栓孔所有DOF1-6，故采用約束模態分析方法。

5 氣囊支座的有限元結果分析

5.1 靜強度分析結果

在完成對氣囊支座加載、靜強度分析等設置后，就可以生成.fem計算文件，提交作業，使用RADIOSS求解器進行求解。求解結果通過HyperView查看。

因氣囊支座材料為ZG310-570屬于塑性材料，結構失效形式一般為屈服破壞。

為了驗證零件的強度，我們需要把零件的計算應力與其材料的許用應力進行比較，而材料的許用應力是由基準強度和安全系數所決定，對于屈服失效，安全系數2≥1.5。氣囊支座一般采用砂型鑄造，是涉及公交車行駛安全的關鍵零件，考慮到砂型鑄造的工藝性、零件內部的缺陷及輕量化的要求，在這里取其安全系數2=1.5，所以許用應力：

表4 氣囊支座各工況下最大應力及安全系數

由圖6的強度結果可以看出，輕量化氣囊支座在各工況下的最大Von Mises應力為204.5MPa，沒有超過材料的許用應力[]=206.7MPa，而且輕量化氣囊支座3種工況下（見表3）的安全系數都略高于非輕量化氣囊支座安全系數，故輕量化氣囊支座強度合格。

5.2 模態分析結果

完成氣囊支座約束模態分析的問題定義之后，即可生成計算文件，提交給 OptiStruct求解器進行問題的計算求解。

計算完成后即可通過HyperView模塊查看結果，取前5階模態（見表5），也是我們通常在評價結構動態特性時考察的模態。

表5 氣囊支座模態分析結果

氣囊支座在約束狀態下的頻率是評價氣囊支座動態性能的主要參數，當氣囊支座工作頻率和路面激勵頻率、電機頻率一致時，就會發生共振現象，產生較大的振幅，大大降低壽命，甚至引起破壞、斷裂。汽車行駛過程中受到的激勵，主要來自于路面不平、車輪不平衡、傳動軸不平衡、發動機運轉等。路面不平引起的激勵一般都在 1～20 Hz，車輪不平衡或者傳動軸不平衡引起的激勵頻率可以用下式計算：

式中：f車輪不平衡引起的激勵頻率，Hz；

n—車輪轉速，r/min；

u—車速，km/h；—輪胎滾動半徑，m。

本文所涉及的某型純電動公交車設計最高車速為 60km /h，輪胎滾動半徑為0.5155m，由此計算得到的車輪不平衡可能引起的最高激勵頻率為5.145Hz。

因為是純電動客車，與發動機有所不同，純電動客車怠速（暫停）時電機轉速為0，考慮到電機響應較快，起步加速時間短，最低轉速按正常行駛車速20km/h計算，此時電機轉速大概為1500r/min，其激振頻率為25Hz。系統固有頻率應盡量避開此時較低轉速時的激振頻率。根據隔振原理，激振頻率與固有頻率之比應滿足≥1.414，故固有頻率范圍上限為17Hz。

由表4中的模態分析結果可知輕量化與非輕量化氣囊支座在約束狀態下的模態頻率都遠高于車輪不平衡可能引起的最高激勵頻率5.145Hz和電機激振頻率17Hz，因此不會產生共振，故設計符合要求。

6 結論

本文結合某型純電動公交車的氣囊支座結構方案設計，對氣囊支座3D方案設計進行了靜強度分析和約束模態分析，其有限元分析結果顯示氣囊支座結構符合設計要求，而且輕量化氣囊支座比非輕量化氣囊支座重量要更輕，相比非輕量化氣囊支座單個零件減重百分比達22.8%（見表6），提高了新能源公交車的續航里程。

表6 輕量化氣囊支座與非輕量化氣囊支座的重量對比

[1] 王霄鋒編著,汽車底盤設計[M].北京:清華大學出版社,2010.4.

[2] 龐劍,諶剛,何華.汽車噪聲與振動理論與應用[M].北京:北京理工大學出版社,2008.6.

[3] 胡小生,黃詳,董澤偉.某純電動客車橫置動力總成懸置設計與剛度優化[J].客車技術與研究,2016（05）:27～30.

[4] 樂天聰.某轎車懸架控制臂有限元分析與結構優化[D].吉林:吉林大學,2009.

Design and finite element analysis of air spring support for new energy bus

Li Jun

（Shanghai Komman Vehicle Component Systems Stock Co., Ltd., Shanghai 201815）

In recent years, automobile industry has developed rapidly in China, especially after the country formulated the new energy strategy. All the OEMs of China are racing to develop the new energy automobile, one of them is new energy bus. The air spring support as one of key parts of the new energy bus's chassis, it connects the air spring, traction bar, axle and many other parts, it plays the role of bearing and connection. It bears the weight of both vertical and longitudinal, so the design of air spring support is particularly important. At present, the air spring support of the new energy bus in the market on sale is mostly made of cast steel.In this paper, it explored and verified the finite element analysis method of air spring support through the 3D design of lightweight air spring support.

air spring support; lightweight; Hyperworks; finite element; modal analysis

A

1671-7988(2019)05-21-05

U469.7

A

1671-7988(2019)05-21-05

U469.7

李軍（1985-），男，本科，工程師，主要從事商用車底盤懸架設計和分析工作。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2019.05.006