基于UG的某电动三轮车车架有限元分析

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　　摘 要：在公司某款电动三轮车车架开发过程中引入有限元分析技术，应用UG NX10.0对电动三轮车车架在弯曲、制动、转弯三种典型工况下进行静态分析，并进一步对电动三轮车车架进行模态分析，分析结果对研发设计提供了理论依据，同时为后续车架改进设计提供了技术指导。
　　关键词：电动三轮车车架;UG;有限元分析
　　Abstract： The finite element analysis technology is introduced into the development of an electric tricycle frame. UG NX10.0 is applied to the static analysis of the electric tricycle frame under three typical working conditions of bending， braking and turning， and the modal analysis of the electric tricycle frame is further carried out. The analysis results provide a theoretical basis for the research and development of the design， and provide technical guidance for the subsequent frame improvement design.
　　Key Words： electric tricycle frame;UG;finite element analysis
　　0 引言
　　现阶段电动三轮车行业在研发设计过程中存在粗放式设计的现象，凭借研发设计人员的经验主导产品研发，待车型开发完毕制作样车进行可靠性验证，通过实验验证确定产品是否满足性能要求。这种凭经验的粗放式设计导致产品研发周期过长，无法快速应对市场的需求，同时已跟不上电动三轮车市场产品更新的速度。
　　根据电动三轮车市场的多变形势，公司研发部门快速响应，在某款电动三轮车车架研发过程中引入有限元设计手段，分别对电动三轮车车架进行静态和模态分析，分析结果对研发设计提供了理论依据，同时为后续车架改进设计提供了技术指导，从而达到缩短研发周期，降低产品成本的目的。
　　1 车架三维模型建立
　　公司研发设计的某款电动三轮车车架采用边梁式结构，车架主要是由前斜梁、左右纵梁、中纵梁、前横梁、中横梁、后横梁等通过焊接组合而成。车架大部分材料为管类和板类折弯件。在确保后续有限元分析结果的准确性前提下，根据有限元分析简化原则[1-2]，本文对车架进行了简化，取消掉了部分安装配合的孔和局部线束压线卡等小零件，根据设计方案，在UG NX10.0中创建本文研究的某款电动三轮车车架，如图1所示，对应零部件明细如表1所示。
　　2 有限元模型的建立
　　2.1 设置材料属性
　　本文研究的某款电动三轮车车架主要是由管类件和板类件构成，材料均为Q235A，其材料属性见表2。
　　2.2 定义单元类型、连接和焊点处理
　　电动三轮车车架的大部分零部件其材料壁厚远小于该零件的其它尺寸，为此参照有限元分析单元选取规范，本文在建模时采用薄壳单元[3-5]。
　　本文研究的电动三轮车车架通过二氧化碳氣体保护焊将各零部件焊接在一起，为此在UG NX10.0仿真对象类型中选取“面面粘连”和“边面粘连”将车架各零部件连接。同时对于车架主要承重件，驾驶员、动力源、车箱及满载货物通过集中质量的方式与车架安装接触面相连接。
　　2.3 网格划分
　　网格划分是有限元分析里重要的一个环节，网格划分的质量直接影响分析的精度和计算成本[6]。本文所研究车架采用2D四边形单元进行网格划分，该车架有限元模型共计115 503个单元，117 441个节点。完成的电动三轮车车架有限元模型如图2所示。
　　3 有限元分析
　　3.1 静态分析
　　本文研究的电动三轮车主要使用场景为城乡短途物流运输、蔬菜水果批发市场的物流运输环境。为了充分模拟该款车型的使用工况，本文针对车辆满载弯曲工况、满载制动工况、满载转弯工况进行有限元分析。
　　本文研究的电动车车架载荷主要是由车辆驾驶员、动力源、车箱及满载货物引起的，各载荷数值见表3。
　　3.1.1 满载弯曲工况
　　满载弯曲工况是模拟电动三轮车在满载货物情况下静止或者匀速行驶在良好路面，车架受载荷作用的应力分布和位移变形情况。根据实际状况，将车架前立套、左右板簧连接部位的x/y/z方向的平动和旋转自由度进行约束。添加边界条件后的有限元模型如图3所示。
　　电动三轮车车架位移云图如图4、图5所示。最大位移为0.98 mm，集中在右侧电瓶支架Ⅰ和电瓶支架Ⅱ后端部连接部位，其余部位位移较小。
　　电动三轮车车架应力云图如图6、图7所示。最大冯氏应力值为211.06 MPa，集中在右侧电瓶支架Ⅰ后端部。电瓶支架Ⅱ右端部应力值为192.98 MPa，其余部位应力较小。最大应力小于材料的许用应力。
　　3.1.2 满载制动工况
　　满载制动工况是模拟电动三轮车在满载货物行驶车辆紧急制动，车架受载荷作用的应力分布和位移变形情况。根据《GB7258-2017 机动车运行安全技术条件》规定，三轮摩托车制动初速度在30 km·h-1状况下，满载制动距离要≤7.5 m，从而得到车辆制动减速度4630 mm·s-2。根据实际状况，将车架前立套、左右板簧连接部位的x/y/z方向的平动和旋转自由度进行约束。电动三轮车车架受驾驶员、动力源、车箱满载货物的垂向载荷，同时在车辆前进方向添加4630 mm/s-2减速度。添加边界条件后的有限元模型如图8所示。 　　电动三轮车车架位移云图如图9、图10所示。最大位移为0.59 mm，集中在左侧座椅支架Ⅰ和座椅支架Ⅱ焊接的前端部。右侧座椅支架Ⅰ和座椅支架Ⅱ焊接的前端部位移为0.58 mm，其余部位位移较小。
　　电动三轮车车架应力云图如图11、图12所示。最大冯氏应力值为169.67 MPa，集中在左前板簧吊耳与左纵梁焊接部位，该部位最大应力远远小于材料的许用应力。
　　3.1.3 满载转弯工况
　　满载转弯工况是模拟电动三轮车在满载货物转弯时产生离心力，车架受离心力作用的应力分布和位移变形情况。实际工作中，车箱上满载货物产生的离心力要远远大于驾驶人员和动力源产生的离心力。根据该车型开发设计标准，该款电动三轮车转弯车速为10 km·h-1，最小转弯半径为2.9 m，从而得到车辆转弯离心力为2661 N。根据实际状况，将车架前立套、左右板簧连接部位的x/y/z方向的平动和旋转自由度进行约束。电动三轮车车架受驾驶员、动力源、车箱满载货物的垂向载荷，同时在车辆左转弯的反方向对货箱集中质量施加离心作用力。添加边界条件后的有限元模型如图13所示。
　　电动三轮车车架位移云图如图14、图15所示。最大位移为1.03 mm，集中在右侧电瓶支架Ⅰ和电瓶支架Ⅱ后端部连接部位。左侧电瓶支架Ⅰ和电瓶支架Ⅱ后端部连接部位位移为1.02 mm，其余部位位移较小。
　　电动三轮车车架应力云图如图16、图17所示。最大冯氏应力值为216.99 MPa，集中在右侧前板簧吊耳与右纵梁焊接部位，该部位最大应力小于材料的许用应力。
　　通过对电动三轮车架三种典型工况分析，车架最大变形量为1.03 mm，满足该车架设计标准小于1.5 mm的要求。同时车架最大应力均小于材料的许用应力，因此该电动三轮车车架强度是可靠的。
　　3.2 模态分析
　　电动三轮车在行驶过程中，车架主要受到两种激励[7]：一是路面不平度通过轮胎传递给车架的激励，另一种是安装在车架上的电机引起的振动。实际工作过程中，由电机引起的振动对车架影响很小，因此本文主要分析路面不平度的影响。当路面不平度传递的激励频率临近电动三轮车车架的某一固有频率时，就会出现共振现象，极易造成车架某一零部件的功能失效，十分危险。本文计算电动三轮车车架在自由状态下的前十六阶模态，前六阶模态为刚体模态不予考虑，固有频率见表4。
　　电动三轮车车架第一阶固有频率为34.75 Hz，振型为车架的整体扭转，最大振动位移量为0.72 mm，主要集中在前立套的上端部。如图18所示。
　　电动三轮车车架第二阶固有频率为36.35 Hz，振型为车架的整体弯曲，最大振动位移量为0.56 mm，主要集中在前立套的上端部。如图19所示。
　　电动三轮车车架第三阶固有频率为55.88 Hz，振型为车架的整体扭转，最大振动位移量为0.48 mm，主要集中在右纵梁后端部。如图20所示。
　　电动三轮车车架第四阶固有频率为62.34 Hz，振型为车架的整体弯曲，最大振动位移量为0.51 mm，主要集中在前立套中部。如图21所示。
　　电动三轮车车架第五阶固有频率为69.67 Hz，振型为车架的整体扭转，最大振动位移量为0.45 mm，主要集中在右纵梁后端部。如图22所示。
　　电动三轮车车架第六阶固有频率为86.46 Hz，振型为车架控制器托架局部振动，最大振动位移量为1.86 mm，主要集中在控制器托架前端部。如图23所示。
　　电动三轮车车架第七阶固有频率为90.09 Hz，振型为车架整体弯曲扭转，最大振动位移量为0.83 mm，主要集中在右侧电瓶支架Ⅰ和电瓶支架Ⅱ后端部连接部位。如图24所示。
　　电动三轮车车架第八阶固有频率为98.79 Hz，振型为车架整体弯曲扭转，最大振动位移量为0.71 mm，主要集中在右侧电瓶支架Ⅰ和电瓶支架Ⅱ后端部连接部位。如图25所示。
　　电动三轮车车架第九阶固有频率为101.64 Hz，振型为车架的控制器托架局部振动，最大振动位移量为1.87 mm，主要集中在车架的控制器托架中间部位。如图26所示。
　　电动三轮车车架第十阶固有频率为111.24 Hz，振型为车架的整体弯曲，最大振动位移量为0.79 mm，主要集中在车架的控制器托架前端部。如图27所示。
　　本文研究的电动三轮车设计最高车速为55 km·h-1，根据该款电动三轮车使用工作环境，平坦公路路面不平度波长[8-9]：1～6.3 m，选择路面不平度最小波长为1 m，从而得到路面不平度产生的激励频率为15.3 Hz。车架第一阶固有频率为34.75 Hz，高于路面不平度产生的激振频率，不会形成共振，因此本文研究的电动三轮车车架具有良好的频率特性。
　　4 结论
　　本文在公司某款电动三轮车车架开发过程中引入有限元分析技术，应用UG NX10.0对电动三轮车车架进行静态和模态分析，通过分析得出该款车架的结构是可靠的，能够满足使用环境的要求。同时在对车架静态分析过程中发现，车架局部应力是比较大的，特别是支撑电瓶的支架以及板簧吊耳与纵梁焊接部位，该两处部位在车架的改进优化时应特别注意，可通过焊接加强板的方式加强较薄弱部位。车架应力变化较小部位，如车架前横梁、后横梁等，可通过调整材料规格实现车架轻量化。
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