新能源公交车轻量化气囊支座的设计和有限元分析

李军



新能源公交车轻量化气囊支座的设计和有限元分析

李军

（上海科曼车辆部件系统股份有限公司，上海 201815）

近几年来，中国汽车工业快速发展，尤其是国家制定新能源战略以后，全国各大主机厂争相研发新能源汽车，新能源公交车就是其中车型之一，气囊支座作为新能源公交车底盘关键的零件之一，连接着气囊总成、推力杆总成、车桥等许多零件，起着承载和连接的作用，它既承受垂向载荷又承受纵向载荷，所以气囊支座设计尤为重要。目前，市场上销售的新能源公交车的气囊支座大部分是采用铸钢。文章通过轻量化气囊支座3D方案设计，对气囊支座零件的有限元分析方法进行了探索并进行了验证。

气囊支座；轻量化；Hyperworks；有限元；模态分析

引言

在当前保护环境的大前提下，传统汽车排放的一氧化碳、碳氢化合物和氮氧化合物等已占城市空气污染物的70%- 80%，成为城市空气污染的主要来源。推广新能源汽车可以有效缓解城市上空一氧化碳、碳氢化合物的污染压力。关于新能源汽车，国家相关部委在2010年就开始进行新能源汽车补贴试点，2012年又进行了“十二五”专项规划。2014年7月，国务院发布了《关于加快新能源汽车推广应用的指导意见》，之后四部委又先后发布了针对新能源汽车购置税、购车财政补贴、充电设施建设补贴等诸多鼓励政策，自此中国新能源汽车发展驶上了快车道。

2018年国家对新能源汽车的补贴政策作出了调整，鼓励续航里程提升，对于新能源汽车的续航里程提出了更高要求，财补新政划分出了细致的续航里程区间：纯电动车续航150～300公里车型补贴分别下调约20％～50％不等，低于150公里续航的车型将不再享有补贴；续航里程300～400公里及400公里以上车型，分别上调2％～14％不等，由此可以看出续航里程越大补贴越高，而增加续航里程除了增加动力源的能量外，就是降低整车的重量，尤其是整车的非簧载质量，减少能源的消耗就会增加整车运营里程。

因此，高强度的轻量化零部件成为了各大主机厂的迫切需求。

1 气囊支座与悬架各零件之间的装配关系

本气囊支座（序号10）主要用于一级踏步的公交车前桥，非驱动门式桥，最大使用轴荷7.5吨，最大使用车型12米公交车。

图1 气囊支座与悬架各零件的装配关系

1.V型布置推力杆总成；2.稳定杆系统；3. 稳定杆吊杆；4.车桥； 5.纵向布置推力杆总成；6.气囊总成；7.减振器总成；8.高度阀调节杆总成； 9.高度阀总成；10.气囊支座；11.高度阀下支架

2 气囊支座的设计思路及模型建立

在进行气囊支座结构设计前，为了匹配客户的新车型，应先有客户新车型的整车参数，包括：前轴满载载荷、后轴满载载荷、前轮轮距、后轮轮距、轴距、满载质心高度、轮辋型号及图纸、轮胎型号、车桥数模和车轮的内外轮转角等。在进行气囊支座方案设计时要充分考虑气囊总成、推力杆总成、稳定杆总成、减振器总成的安装角度和安装空间问题，须给各个零件总成留有足够的空间，并使用CATIA中的MDU功能进行运动仿真，进行运动干涉校核，不但要考虑零件新状态时与悬架各个部件是否有干涉，还要考虑用户在拿到车使用一段时间后，零件磨损到允许极限时悬架、车桥在上下跳动到极限时是否与悬架各零部件或车架是否有干涉。

在进行气囊支座强度设计时，要依据整车参数按工况进行受力计算，气囊支座一般按最大垂向力工况、最大纵向力工况、最大侧倾力工况和最大减振器力共四种工况来对气囊支座进行受力分析。然后，依据已经选好的气囊总成、推力杆总成、稳定杆总成、减振器总成和高度阀下支架的接口尺寸来进行气囊支座的初步3D方案设计。

本文以某型12米新能源（纯电动）一级踏步公交车用气囊支座作为例子，如下图2所示是使用CATIA已经建好的轻量化气囊支座和非轻量化气囊支座3D方案设计图。

图2 轻量化气囊支座（左）和非轻量化气囊支座（右）

3 气囊支座载荷工况的计算

某型12米纯电动公交车整车参数见表1，该车为电机后置后轮驱动。

表1 某型12米纯电动公交车整车参数

3.1 最大垂直力工况

用于静强度计算的最大垂直载荷F1为：

1为静强度动载系数，一般取1.8～3，考虑到路面不平有冲击载荷，这里取1=2.5；

F0为单侧车轮的满载簧载质量，这里F0=11/2，则：

3.2 最大纵向力工况

公交车在道路上直线行驶制动时，单侧车轮与路面接触点处的最大纵向力F1为：

将单侧车轮与路面接触点处的最大纵向力F1根据推力杆总成的布置（图3）换算到气囊支座推力杆总成安装处的力F2。

与此同时，气囊支座受一个垂直力

这里取2=1.5；

3.3 最大侧倾力

此工况主要分析整车侧倾6°时，稳定杆吊杆总成传递给气囊支座的受力，先计算出稳定杆的角刚度，计算公式如下：

刚度

实心稳定杆惯性矩及惯性矩：

本公交车所用稳定杆外形尺寸见图5，通过计算得稳定杆角刚度

则整车侧倾6°时稳定杆吊杆处的受力

其中L为稳定杆两端的跨距，根据图5，L=1.132 m，则FD=58028.9N

图5 稳定杆外形尺寸图

与此同时，气囊支座受一个垂直力

这里取2=1.5；则

3.4 最大减振器力Fz

考虑到适用不同吨位车型，初选一款阻尼力偏大的减振器总成，具体性能参数如下：

表2

由上表可以看出，减振器总成的最大复原阻尼力为16410N，根据经验，分析时一般按1.5倍

与此同时，气囊支座受一个垂直力

这里取3=1，则

表3 各工况的载荷汇总表

4 气囊支座的有限元分析

4.1 气囊支座结构强度分析

网格划分采用HyperMesh软件，对气囊支座先进行2D网格划分，网格质量检查合格后，然后，然后再进行3D网格划分处理，形成完整的气囊支座网格。3D网格采用二阶四面体单元，单元大小4mm，模型中材料采用牌号ZG310-570 ，GB/T 11352，材料密度:7850kg/m3，泊松比：0.3，弹性模量:2.0×105MPa，屈服强度σ≥310MPa，抗拉强度σ≥570MPa。

在完成气囊支座模型的3D网格划分之后，还需要在气囊支座的螺栓、推力杆总成、气囊总成和减振器总成的安装处建立连接单元模拟部件间的连接关系，用于模型的约束和加载。本文采用刚性单元（RBE2）来模拟它们连接关系，这些单元被有限元分析人员广泛采用，其优点是前处理工作量相对较小，计算时间短、精度较好。主节点在各孔的几何受力中心，从节点分布在孔表面。

4.2 气囊支座的模态分析

有限元模态分析分为自由模态和约束模态分析。自由模态分析就是进行模态分析时不施加任何约束，这是自由模态分析，得到其固有频率。约束模态分析就是考虑结构在实际工作状态时的边界条件，分析所得的模态参数包含了边界条件对其的影响，施加约束之后的模态分析能够反映结构的真实振动情况，研究约束对模态的影响。

对于公交车气囊支座来说，其工作条件下的约束条件容易确定，约束4个螺栓孔所有DOF1-6，故采用约束模态分析方法。

5 气囊支座的有限元结果分析

5.1 静强度分析结果

在完成对气囊支座加载、静强度分析等设置后，就可以生成.fem计算文件，提交作业，使用RADIOSS求解器进行求解。求解结果通过HyperView查看。

因气囊支座材料为ZG310-570属于塑性材料，结构失效形式一般为屈服破坏。

为了验证零件的强度，我们需要把零件的计算应力与其材料的许用应力进行比较，而材料的许用应力是由基准强度和安全系数所决定，对于屈服失效，安全系数2≥1.5。气囊支座一般采用砂型铸造，是涉及公交车行驶安全的关键零件，考虑到砂型铸造的工艺性、零件内部的缺陷及轻量化的要求，在这里取其安全系数2=1.5，所以许用应力：

表4 气囊支座各工况下最大应力及安全系数

由图6的强度结果可以看出，轻量化气囊支座在各工况下的最大Von Mises应力为204.5MPa，没有超过材料的许用应力[]=206.7MPa，而且轻量化气囊支座3种工况下（见表3）的安全系数都略高于非轻量化气囊支座安全系数，故轻量化气囊支座强度合格。

5.2 模态分析结果

完成气囊支座约束模态分析的问题定义之后，即可生成计算文件，提交给 OptiStruct求解器进行问题的计算求解。

计算完成后即可通过HyperView模块查看结果，取前5阶模态（见表5），也是我们通常在评价结构动态特性时考察的模态。

表5 气囊支座模态分析结果

气囊支座在约束状态下的频率是评价气囊支座动态性能的主要参数，当气囊支座工作频率和路面激励频率、电机频率一致时，就会发生共振现象，产生较大的振幅，大大降低寿命，甚至引起破坏、断裂。汽车行驶过程中受到的激励，主要来自于路面不平、车轮不平衡、传动轴不平衡、发动机运转等。路面不平引起的激励一般都在 1～20 Hz，车轮不平衡或者传动轴不平衡引起的激励频率可以用下式计算：

式中：f车轮不平衡引起的激励频率，Hz；

n—车轮转速，r/min；

u—车速，km/h；—轮胎滚动半径，m。

本文所涉及的某型纯电动公交车设计最高车速为 60km /h，轮胎滚动半径为0.5155m，由此计算得到的车轮不平衡可能引起的最高激励频率为5.145Hz。

因为是纯电动客车，与发动机有所不同，纯电动客车怠速（暂停）时电机转速为0，考虑到电机响应较快，起步加速时间短，最低转速按正常行驶车速20km/h计算，此时电机转速大概为1500r/min，其激振频率为25Hz。系统固有频率应尽量避开此时较低转速时的激振频率。根据隔振原理，激振频率与固有频率之比应满足≥1.414，故固有频率范围上限为17Hz。

由表4中的模态分析结果可知轻量化与非轻量化气囊支座在约束状态下的模态频率都远高于车轮不平衡可能引起的最高激励频率5.145Hz和电机激振频率17Hz，因此不会产生共振，故设计符合要求。

6 结论

本文结合某型纯电动公交车的气囊支座结构方案设计，对气囊支座3D方案设计进行了静强度分析和约束模态分析，其有限元分析结果显示气囊支座结构符合设计要求，而且轻量化气囊支座比非轻量化气囊支座重量要更轻，相比非轻量化气囊支座单个零件减重百分比达22.8%（见表6），提高了新能源公交车的续航里程。

表6 轻量化气囊支座与非轻量化气囊支座的重量对比

[1] 王霄锋编著,汽车底盘设计[M].北京:清华大学出版社,2010.4.

[2] 庞剑,谌刚,何华.汽车噪声与振动理论与应用[M].北京:北京理工大学出版社,2008.6.

[3] 胡小生,黄详,董泽伟.某纯电动客车横置动力总成悬置设计与刚度优化[J].客车技术与研究,2016（05）:27～30.

[4] 乐天聪.某轿车悬架控制臂有限元分析与结构优化[D].吉林:吉林大学,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

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1671-7988(2019)05-21-05

U469.7

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1671-7988(2019)05-21-05

U469.7

李军（1985-），男，本科，工程师，主要从事商用车底盘悬架设计和分析工作。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2019.05.006