基于ANSYS workbench電動(dòng)輕卡總成懸置系統(tǒng)支架結(jié)構(gòu)的分析

楊含笑，童蕓，趙文虎，楊軍鋒，陳英宏

（陜西汽車控股集團(tuán)有限公司，陜西 西安 710200）

引言

電動(dòng)載貨車屬于新能源汽車，作為重要的物流運(yùn)輸車輛，其在應(yīng)對(duì)城市環(huán)境污染、能源危機(jī)方面有著巨大的優(yōu)勢(shì)，由于物流行業(yè)的快速發(fā)展，城市和城郊對(duì)電動(dòng)輕卡的需求量日益增長(zhǎng)。加之國(guó)家對(duì)新能源汽車的的優(yōu)惠政策、其采購(gòu)及運(yùn)營(yíng)成本低等特點(diǎn)使電動(dòng)汽車出現(xiàn)大幅增長(zhǎng)，人們對(duì)電動(dòng)輕卡的續(xù)駛里程提出了更高的要求。

電動(dòng)車的續(xù)駛里程主要取決電池的能量和整車的整備質(zhì)量，本篇文章主要從動(dòng)力總成的的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度優(yōu)化方面分析不同結(jié)構(gòu)動(dòng)力總成懸置支架的強(qiáng)度，擇取自重較輕，支架柔性體模態(tài)符合整車NVH設(shè)計(jì)要求的方案。

1 某款電動(dòng)輕卡動(dòng)力總成懸置布置形式

電機(jī)和變速箱通過(guò)支架被連接在幾個(gè)橡膠軟墊上。所以懸置系統(tǒng)必須具有控制電機(jī)相對(duì)運(yùn)動(dòng)和位移的功能，使動(dòng)力總成始終保持在相對(duì)穩(wěn)定位置上。

車輛在行駛過(guò)程中同時(shí)承受著動(dòng)態(tài)負(fù)荷和沖擊負(fù)荷，懸置系統(tǒng)應(yīng)具有保護(hù)動(dòng)力總成的能力，防止電機(jī)和變速箱上個(gè)別部位因承受過(guò)大沖擊載荷而損壞[1]。因此要求動(dòng)力總成懸置要有足夠的機(jī)械強(qiáng)度。

動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)構(gòu)架如圖 1，目前市場(chǎng)上常見(jiàn)的電動(dòng)車動(dòng)力懸置系統(tǒng)，有三點(diǎn)懸置也有四點(diǎn)懸置，各主機(jī)廠家根據(jù)自己的總體布置和產(chǎn)品結(jié)構(gòu)的自身特點(diǎn)設(shè)計(jì)出不同的動(dòng)力總成懸置。陜汽某款商用車設(shè)計(jì)的方案有兩種，第一種方案（如圖2）是目前的在用方案，第二種方案（如圖3）為新設(shè)計(jì)的方案，較第一種方案，第二種方案由于是三點(diǎn)懸置，使得其安裝更為簡(jiǎn)便，成本更為低廉[2]。

圖1 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)結(jié)構(gòu)構(gòu)架

圖2 四點(diǎn)懸置（原方案）

圖3 三點(diǎn)懸置（新方案）

2 載荷分析

動(dòng)力總成懸置支架主要承受動(dòng)力總成的重力、沖擊載荷及動(dòng)力總成的傾覆力矩，主要載荷參數(shù)見(jiàn)下表1。

表1 動(dòng)力總成質(zhì)量參數(shù)表

電機(jī)最大扭矩 380N.m，變速箱 1檔速是最大速比為4.655，動(dòng)力系統(tǒng)的傾覆力矩為：Mq=Tmax*imax380×4.655=1632.8N.m。

分以下五種工況進(jìn)行分析[3]

工況1：道路不平引起垂向沖擊負(fù)荷2.5G

工況2：車輛加速時(shí)沖擊負(fù)荷1.5G

工況3：車輛制動(dòng)時(shí)向前沖擊負(fù)荷1.5G

工況4：車輛轉(zhuǎn)彎時(shí)側(cè)向沖擊1.5G

工況5：傾覆力矩+垂向沖擊2.5

圖4 動(dòng)力總成坐標(biāo)系定義

在ANSYS workbench界面中從左側(cè)選中Static Structural模塊拖入右側(cè)主工作區(qū)，設(shè)置材料為Q235，在Static Structural中依次調(diào)入模型，劃分網(wǎng)格，施加約束和載荷，將應(yīng)力Equivalent和總變形Total Deformation設(shè)置為求解對(duì)象分析結(jié)果如下表2。

表2 兩種方案受力分析結(jié)果列表

兩種方案的機(jī)械結(jié)構(gòu)均是在上述工況5的條件下，出現(xiàn)了最大應(yīng)力和變形。（見(jiàn)圖5，圖6……圖10）

圖5 對(duì)原方案施加工況5載荷條件

圖6 原方案在工況5下的應(yīng)力云圖

圖7 原方案在工況5下的變形云圖

圖8 對(duì)新方案施加工況5載荷條件

圖9 新方案在工況5下的應(yīng)力云圖

圖10 新方案在工況5下的變形云圖

方案比較：原方案動(dòng)力懸置總成總重20kg，新方案動(dòng)力懸置總成15.8kg，新方案在更輕量化的結(jié)構(gòu)下受力情況也比原方案更為改善。

3 動(dòng)力總成懸置支架柔性體模態(tài)分析

通過(guò)ANSYS workbench中Modal模塊的對(duì)動(dòng)力總成懸置支架前6階模態(tài)頻率仿真分析，如下圖11，圖12。

圖11 原方案動(dòng)力總成懸置支架模態(tài)頻率

圖12 新方案動(dòng)力總成懸置支架模態(tài)頻率

原狀態(tài)：在常用車速時(shí)，由于車速引起的車輪激勵(lì)和傳動(dòng)軸二階頻率都集中在100HZ以內(nèi)，支架的前3階模態(tài)頻率處于（40-92HZ）的頻段范圍內(nèi)，會(huì)引起動(dòng)力總成懸置支架的共振。

新方案：支架的前6階模態(tài)頻率大于170HZ。在常用車速時(shí)，此頻段與傳動(dòng)軸二階頻率和輪胎激勵(lì)頻率完全沒(méi)有的重合。不易引起共振有利于NVH性能的提升。

4 動(dòng)力總成懸置優(yōu)化結(jié)論

新方案（三點(diǎn)懸置）為本次動(dòng)力總成懸置最佳布置方案，（三點(diǎn)懸置總重15.8kg）比原方案（四點(diǎn)懸置20kg）有更輕的重量，而且懸置支架的受力情況更為改善。

5 結(jié)束語(yǔ)

經(jīng)過(guò)以上分析，我們通過(guò)ANSYS workbench軟件對(duì)不同形式動(dòng)力懸置系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度及固有模態(tài)分析，選擇出了較好的懸置支架布置方案，掌握了動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)思路及關(guān)鍵點(diǎn)，改善懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)方法，提高設(shè)計(jì)質(zhì)量，為各類變型車設(shè)計(jì)及新車型開(kāi)發(fā)提供了理論依據(jù)和設(shè)計(jì)參考。