徐茂林，賀 新

（東風汽車有限公司 東風商用車技術(shù)中心，武漢 430056）

以往開發(fā)的輕型客車車身，主要采用矩形截面梁骨架式半承載車身結(jié)構(gòu)，理論分析和實踐應用證明，這種結(jié)構(gòu)形式雖然具有較強的可靠性，但是車體相對比較笨重，骨架材料的強度和剛度冗余度較大，造成一定的浪費，也不符合車身的輕量化要求。因此，在某輕型客車開發(fā)中，全新設計了一款薄板沖壓件骨架式新型半承載車身結(jié)構(gòu)，經(jīng)初步分析判斷，這種車身重量比傳統(tǒng)矩形截面梁骨架式車身要輕，能實現(xiàn)一定程度的輕量化設計要求。但是，這款車身結(jié)構(gòu)能否滿足整車的安全性能要求，需要與傳統(tǒng)矩形截面梁骨架式車身結(jié)構(gòu)進行仿真對比分析驗證；是否還有輕量化的空間，需要進行仿真優(yōu)化分析。

基于此，本文通過對輕型客車兩種白車身結(jié)構(gòu)——矩形截面梁骨架式白車身（傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)）和薄板沖壓件骨架式白車身（新型結(jié)構(gòu)）進行有限元仿真對比計算分析，驗證薄板沖壓件骨架式白車身的各項性能。并且，在保證白車身滿足結(jié)構(gòu)強度、剛度以及振動特性的情況下，對薄板沖壓件骨架式車身結(jié)構(gòu)進行輕量化分析。

本文所用軟件為Altair HyperWorks 7.0有限元分析軟件。

1 矩形截面梁與薄板沖壓件骨架式白車身仿真對比分析

1.1 結(jié)構(gòu)仿真對比分析方法概述

1.1.1分析對象及分析流程

以某輕型客車為目標車型進行，外廓尺寸為：長6 090 mm×寬 2 040 mm×高 2 620 mm，“骨架＋蒙皮”的結(jié)構(gòu)形式，半承載式車身。分析對象包括該客車的兩種結(jié)構(gòu)：矩形截面梁骨架式白車身（以下簡稱“車身1”，如圖1所示）和薄板沖壓件骨架式白車身（以下簡稱“車身2”，如圖2所示）。

對比分析流程包括有限元模型建立、應力對比、模態(tài)對比等，如圖3所示。

1.1.2五種工況下強度分析內(nèi)容

利用客車白車身有限元模型，計算五種典型工況下（如表1所示）兩種白車身結(jié)構(gòu)的應力大小，比較兩種白車身結(jié)構(gòu)在靜態(tài)特性上的優(yōu)劣，掌握其應力分布狀況。

表1 五種工況簡述

1.1.3模態(tài)分析內(nèi)容

利用白車身有限元模型，計算兩種白車身的前十八階模態(tài)。并分析對應的各階模態(tài)特征，比較兩種白車身結(jié)構(gòu)在動態(tài)特性上的優(yōu)劣，掌握白車身的動態(tài)特征。

1.2 兩種白車身質(zhì)量對比

由于首次采用薄板沖壓件骨架式結(jié)構(gòu)，第一輪設計相對比較保守，所以兩種白車身質(zhì)量差別甚微，車身2略輕（如表2所示）。

表2 質(zhì)量情況對比 kg

1.3 兩種白車身有限元模型建立

根據(jù)輕型客車結(jié)構(gòu)特點，選擇合適的網(wǎng)格單元和節(jié)點數(shù)量。由于車身2的結(jié)構(gòu)特點，并需要進行輕量化優(yōu)化分析，所以網(wǎng)格劃分更密集（如表3所示）。建立完成的有限元模型如圖4、圖5所示。

表3 有限元模型建立的相關(guān)參數(shù)

1.4 兩種白車身仿真對比分析

1.4.1扭轉(zhuǎn)剛度對比分析

國內(nèi)外統(tǒng)計數(shù)據(jù)表明，半承載式客車車身扭轉(zhuǎn)剛度一般在 20～40 kN·m2/（°）為合理。

在純扭轉(zhuǎn)工況下，在車架左右縱梁上對應的前軸處施加980 Nm扭矩，在車架左右縱梁上對應后軸處施加約束，使車身車身骨架產(chǎn)生純扭轉(zhuǎn)變形。

根據(jù)車身1分析計算結(jié)果，可以得到車架前軸左對應點的位移為0.445 mm。其中，左右兩對應點的距離為806 mm，前后軸對應點的距離為3 530 mm；

根據(jù)車身2分析計算結(jié)果，可以得到車架前軸左對應點的位移為0.676 mm。其中，左右兩對應點的距離為806 mm，前后軸對應點的距離為3 530 mm。

車身1的車身扭轉(zhuǎn)剛度為：

車身2的車身扭轉(zhuǎn)剛度為：

從以上計算數(shù)據(jù)分析得到：

（1）車身1和車身2的車身扭轉(zhuǎn)剛度值均符合國際通行的要求，這表明兩種白車身結(jié)構(gòu)剛度均達到了車輛使用安全要求；

（2）車身1的車身扭轉(zhuǎn)剛度值超過通行的安全范圍過多，材料利用率不好，設計冗余量過大。但由于結(jié)合矩形截面梁骨架結(jié)構(gòu)特點，輕量化空間很有限。

1.4.2五種工況下應力對比分析

通過對兩種白車身進行五種工況下的有限元分析，得到了各種工況下車身各部分應力分析結(jié)果（如圖6所示）。分析結(jié)果顯示，車身2所受的應力分布比較均勻，同時應力區(qū)間波動范圍較小，對車身抵抗交變載荷而減少車體變形、減輕疲勞破壞有較大的好處；車身2的應力水平總的來說比車身1的應力水平高，充分發(fā)揮了車身材料的利用率。

1.4.3白車身模態(tài)對比分析

通過對兩種白車身進行模態(tài)分析，得到了模態(tài)振型對比圖（如圖7所示），并計算出頻率變化波動曲線（如圖8所示）。車身1、車身2的模態(tài)示意圖分布如圖9、圖10所示。

分析結(jié)果顯示：

（1）車身1的基頻比車身2更靠近10 Hz，而發(fā)動機動力總成的六階基本模態(tài)通常設計為10 Hz附近，所以車身1更容易與動力總成產(chǎn)生耦合振動；

（2）車身1的一、二階頻率差比車身2小，白車身完成總裝后，同階模態(tài)頻率會降低1～2 Hz，車身2能有效地避免降低的二階頻率落到10 Hz附近，從而避免被激勵起模態(tài)振動；

（3）車輪的垂直跳動模態(tài)頻率大約為12 Hz，車身1的二階、三階模態(tài)頻率比較接近該值，更容易被激勵起模態(tài)振動，而車身2則有效地避開了該頻率，不容易被激勵起模態(tài)振動；

（4）車身1的頻率增長趨勢較小，車身2的頻率增長趨勢大，說明車身1的模態(tài)分布比車身2密集，導致在10～30 Hz的車身敏感頻率范圍內(nèi)，車身1模態(tài)階數(shù)比車身2更多，更容易被激勵起模態(tài)振動；

（5）車身1和車身2的模態(tài)差值有增大的趨勢，說明在20～200 Hz的低階頻率范圍內(nèi)，車身1的模態(tài)更密集，更容易被激勵起振動。

1.5 兩種白車身仿真對比分析結(jié)論

兩種白車身均滿足剛度和強度要求，綜合對比分析顯示，新型的薄板沖壓件骨架式白車身剛度和強度性能更好，動態(tài)性能更優(yōu)越，并具有較大的輕量化潛力。以下針對薄板沖壓件骨架式白車身展開輕量化優(yōu)化分析，提高客車商品競爭力。

2 薄板沖壓件骨架式白車身輕量化仿真優(yōu)化分析

2.1 基于靈敏度的輕量化優(yōu)化方法概述

在數(shù)學上，靈敏度是結(jié)構(gòu)目標函數(shù)對設計變量的導數(shù)，它代表了設計變量的單位改變所引起的目標參量的變化量。

基于靈敏度的輕量化分析方法是以車身低階固有頻率為評價函數(shù)，以材料厚度為設計變量進行分析。由于客車車身結(jié)構(gòu)形狀的限制，本文輕量化不進行車身結(jié)構(gòu)形狀的改變。根據(jù)結(jié)構(gòu)特點，分別選取頂蓋、地板、側(cè)圍及蒙皮等為研究對象，通過改變零件的材料厚度來反映零件剛度變化，計算各種方案的一階整體扭轉(zhuǎn)頻率的變化（如表 4所示）。

定義靈敏度衡量指標公式為：

式中：δ為靈敏度；Δω為車身模態(tài)頻率變化量；Δm為車身各部位質(zhì)量率變化量。

表4 車身各部分材料厚度變化的靈敏度

根據(jù)圖11各部位頻率靈敏度的分析結(jié)果可知，車身各部件變化對車身模態(tài)的變化關(guān)系，有利于更好的通過材料厚度變化來控制車身模態(tài)。車門總成、側(cè)圍豎梁、頂蓋骨架接頭及蒙皮等截面厚度的減小均可使模態(tài)頻率增加；頂蓋骨架縱、橫梁等材料厚度的增加均可使模態(tài)頻率下降；地板骨架厚度變化對模態(tài)頻率影響很??；一二階靈敏度度正負方向不一致說明零件截面厚度改變對前兩階模態(tài)頻率影響不相同，同時提高它們有一定困難。

根據(jù)圖12車身各部位一階靈敏度從小到大的分析結(jié)果，為控制車身頻率，按照車身各部件一階靈敏度排序，從小到大有選擇地進行材料厚度的減小，對車身2實現(xiàn)了輕量化。

2.2 輕量化前、后白車身質(zhì)量對比

輕量化的目標是使材料分布于合適的位置，但是充分考慮輕型客車制造工藝特點，車身各部分內(nèi)部的厚度基本保持一致。結(jié)合前面的應力分析結(jié)果和靈敏度分析結(jié)果，有針對性的確定了輕量化各部件集合，以及具體的輕量化對象，并對車身質(zhì)量變化的計算概要列表說明，如表5所示。

表5 輕量化前、后質(zhì)量對比 kg

總的來講，白車身輕量化程度為12.7%，為保證白車身綜合性能，還需要對輕量化后的白車身進行驗證分析。

2.3 輕量化后白車身性能驗證分析

2.3.1扭轉(zhuǎn)剛度計算分析

輕量化后的車身在純扭轉(zhuǎn)工況下，分析得到計算公式所需相應參數(shù)如下，可得車身扭轉(zhuǎn)剛度為：

相對輕量化前的扭轉(zhuǎn)剛度34.4 kN·m2/（°），扭轉(zhuǎn)剛度減小9%，輕量化后的扭轉(zhuǎn)剛度31.2 kN·m2/（°）仍能達到設計要求。

2.3.2彎曲扭轉(zhuǎn)組合工況下車身強度分析

（1）計算工況描述、約束條件及載荷處理。

由上文計算分析可知，對于車身來說，彎扭組合工況對車身結(jié)構(gòu)影響最大，在其工況作用下，車身所受到的應力也是最大的，其它4種工況應力均相對較小。評價輕量化后車身的應力水平時，僅計算分析白車身在彎扭工況下的應力分布。約束及載荷的處理與輕量化前保持一致。

（2）彎扭工況應力、應變計算結(jié)果及分析見表6。

表6 彎扭工況下各部分最大應力分布

從彎扭工況下的計算分析可以得出，輕量化后的車身的滿足設計要求。車身所受的應力分布比較均勻，同時應力區(qū)間的波動范圍較小，對車身抵抗交變載荷而減少車體變形、減輕疲勞破壞有較大的好處；車身的應力水平較高，充分發(fā)揮了車身材料的利用率。

2.3.3白車身模態(tài)計算分析

輕量化后的模態(tài)分析與輕量化前的分析一樣，計算了前18階自由模態(tài)，并與輕量化前進行對比。各階模態(tài)頻率對比柱狀圖如圖19所示，頻率波動曲線圖如圖20所示。

從柱形圖19和頻率波動圖20上可以看出，輕量化后的車身對比輕量化前的車身頻率有所下降，但其頻率的特性與輕量化前車身模態(tài)頻率特性類似，因此，輕量化后車身動態(tài)特性與輕量化前車身類似。輕量化后的白車身一階基頻為8.59Hz，大小處于 8～10Hz 之間，剛性較好，有利于避開低頻激振頻率；輕量化后車身結(jié)構(gòu)剛度分布均勻合理，頻率間隔較大，分布較均勻，有利于減少低頻共振。

2.4 輕量化仿真優(yōu)化分析結(jié)論

通過利用靈敏度輕量化優(yōu)化方法，薄板沖壓件骨架式白車身輕量化12.7%后仍然滿足剛度和強度要求，動態(tài)性能良好。輕量化模擬分析結(jié)果為新一輪結(jié)構(gòu)輕量化設計提供了很好的理論依據(jù)。

3 結(jié)束語

本文利用結(jié)構(gòu)有限元仿真對比分析方法，通過對傳統(tǒng)的矩形截面梁骨架式和新型的薄板沖壓件骨架式進行有限元分析，掌握了兩種白車身結(jié)構(gòu)的靜態(tài)、動態(tài)特征，證明了薄板沖壓件骨架式白車身具有更好的綜合性能，并具有輕量化潛力。利用基于靈敏度的輕量化優(yōu)化方法對薄板沖壓件骨架式白車身進行了輕量化，在滿足車身綜合性能要求的基礎上，輕量化效果明顯。

綜上所述，通過利用仿真對比分析方法和基于靈敏度的輕量化優(yōu)化方法，掌握了輕型客車車身的動靜態(tài)結(jié)構(gòu)特性，為輕型客車車身輕量化開發(fā)提供了良好的理論依據(jù)。本文所述薄板沖壓件骨架式車身，結(jié)合結(jié)構(gòu)改進設計和有限元拓撲優(yōu)化，輕量化效果還可進一步提高。

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