石拓，周盼，周濤，辛江慧，許麗嬌，臧利國

（211167 江蘇省 南京市 南京工程學(xué)院 汽車與軌道交通學(xué)院）

0 引言

基于交通狀況與提高車輛效率的要求，輕量化設(shè)計(jì)必然是未來客車行業(yè)發(fā)展的重點(diǎn)之一[1]。對(duì)作為客車重要的承載結(jié)構(gòu)的客車車身骨架進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，實(shí)現(xiàn)客車車身的輕量化，是提升客車整車性能和經(jīng)濟(jì)性的重要手段[2]。

輕量化設(shè)計(jì)主要有3 種方式，使用輕量化材料、先進(jìn)工藝和基于有限元的結(jié)構(gòu)優(yōu)化。其中基于有限元的結(jié)構(gòu)優(yōu)化是客車生產(chǎn)制造的主要手段[3]。車身質(zhì)量占客車總質(zhì)量的比重較大，通過有限元技術(shù)建立車身骨架模型并對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化處理，以降低成本，減少污染，提升能源利用效率[4-5]。Kongwat 等[6]以彎曲剛度、扭轉(zhuǎn)剛度和側(cè)翻安全為約束，基于結(jié)構(gòu)質(zhì)量和柔度的迭代拓?fù)鋬?yōu)化求解母線配置，將每個(gè)載荷工況的最大位移約束作為目標(biāo)函數(shù)，對(duì)框架結(jié)構(gòu)進(jìn)行輕量化；吳勝軍等[7]通過HyperStudy 聯(lián)合OptiStruct 的響應(yīng)面，在滿足車身骨架靜強(qiáng)度載荷的要求下，計(jì)算各桿件厚度的最小值達(dá)到輕量化的目的；Yao 等[8]通過HyperMesh 軟件建立客車車身骨架的有限元模型，使用Nastran 求解器計(jì)算4種典型工況下車身骨架的靜剛度與模態(tài)，通過仿真模擬，在保證客車車身強(qiáng)度、剛度和模態(tài)特性的前提下，優(yōu)化客車結(jié)構(gòu)和零部件尺寸參數(shù)，實(shí)現(xiàn)了客車車身骨架的輕量化；胡濤[9]通過建立客車車身骨架有限元模型，完成典型工況的靜力學(xué)和模態(tài)分析，對(duì)車身骨架分組處理，通過靈敏度分析找出對(duì)骨架性能響應(yīng)不敏感的部分，對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化處理，實(shí)現(xiàn)客車車身骨架的輕量化。

本文基于某燃油客車車身骨架有限元模型，對(duì)彎曲、急轉(zhuǎn)彎和緊急制動(dòng)這3 種典型工況進(jìn)行靜力學(xué)分析。根據(jù)分析結(jié)果對(duì)客車進(jìn)行尺寸優(yōu)化，對(duì)比優(yōu)化前后的應(yīng)變與應(yīng)力，驗(yàn)證輕量化方案的合理性。

1 車身骨架有限元建模

對(duì)客車車身骨架進(jìn)行有限元建模，往往不需要考慮其復(fù)雜機(jī)構(gòu)，對(duì)其進(jìn)行適當(dāng)簡化，使其在不同工況近似實(shí)際情況。客車骨架模型如圖1 所示，由大量C 型梁和L 型梁組合而成，對(duì)其進(jìn)行幾何處理，處理部分主要是圓弧部分，如圖2 所示。

圖1 客車車身骨架三維模型Fig.1 3D model of bus body

圖2 客車骨架三維模型圓弧面Fig.2 Arc surface of 3D model of bus skeleton

觀察發(fā)現(xiàn)，該客車車身骨架模型具有對(duì)稱性。本文采用HyperMesh 的鏡像功能獲得客車骨架二維網(wǎng)格有限元模型。對(duì)于C 型梁與L 型梁、C 型梁與C 型梁、L 型梁與L 型梁連接處，需要將網(wǎng)格對(duì)齊并賦予連接關(guān)系。對(duì)客車骨架模型賦予材料屬性如表1 所示，厚度為6 mm。

表1 客車骨架材料參數(shù)Tab.1 Material parameters of passenger car frame

在完成二維網(wǎng)格劃分以及屬性賦予后，需對(duì)劃分的網(wǎng)格進(jìn)行質(zhì)量檢查，檢查標(biāo)準(zhǔn)如表2 所示。

表2 網(wǎng)格質(zhì)量檢查標(biāo)準(zhǔn)Tab.2 Mesh quality check criteria

客車車身骨架模型經(jīng)過簡化處理、劃分網(wǎng)格、定義連接和賦予屬性后的有限元模型如圖3 所示。

圖3 客車車身骨架有限元模型Fig.3 Finite element model of bus body skeleton

2 模型加載與約束

2.1 模型加載

所測(cè)客車尺寸如表3 所示?？蛙囓嚿砉羌艹休d的主要質(zhì)量：客車車身骨架自身質(zhì)量、乘客及座椅質(zhì)量、油箱質(zhì)量、發(fā)動(dòng)機(jī)質(zhì)量、空調(diào)質(zhì)量，載荷具體參數(shù)見表4。靜力施加效果如圖4 所示。

表3 客車骨架尺寸參數(shù)Tab.3 Bus frame size parameters

表4 客車載荷表Tab.4 Passenger car load

圖4 靜力施加圖Fig.4 Static force application

客車在各類道路上行駛，主要有勻速直線行駛、急轉(zhuǎn)彎和緊急制動(dòng)等方式。本文對(duì)客車車身骨架進(jìn)行的靜態(tài)分析是指在客車受固定不變載荷時(shí)，車身骨架的位移及受力情況。此處固定不變載荷是一種理想狀態(tài)，就是將變化緩慢的載荷作為固定不變的，以此簡化分析。所以本文選用彎曲、急轉(zhuǎn)彎和緊急制動(dòng)工況進(jìn)行分析，3 種工況載荷施加情況如表5 所示。

表5 3 種工況的載荷Tab.5 The loads under three working conditions

2.2 模型約束

客車車身骨架的約束選擇施加在2 個(gè)大C 型縱梁，模擬客車所受支撐作用，約束效果如圖5 所示。彎曲、急轉(zhuǎn)彎和緊急制動(dòng)3 種工況約束施加情況如表6 所示。

表6 3 種工況約束的施加Tab.6 The application of constraint under three working conditions

圖5 約束施加效果圖Fig.5 Constraint application effect diagram

3 靜力學(xué)分析

3.1 彎曲工況

彎曲工況的應(yīng)變、應(yīng)力云圖如圖6 所示，可見，位移最大發(fā)生處在前車窗，大小為15.89 mm，小于GB/T 6792-2009《客車骨架應(yīng)力和形變測(cè)量方法 》規(guī)定的變形量（30 mm）。應(yīng)力最大發(fā)生處在第1 個(gè)小C 型梁與2 個(gè)大C 型縱梁相交的節(jié)點(diǎn)處，大小為161.8 MPa，小于Q345 材料的許用應(yīng)力。因此彎曲工況下客車車身骨架的變形、應(yīng)力都在允許范圍內(nèi)，結(jié)構(gòu)安全。

圖6 彎曲工況應(yīng)變與應(yīng)力云圖Fig.6 Nephogram of strain and stress under bending condition

3.2 急轉(zhuǎn)彎工況

急轉(zhuǎn)彎工況的應(yīng)變、應(yīng)力云圖如圖7 所示?？梢姡灰谱畲蟀l(fā)生處在外車殼前骨架，這是由于未添加該部分的約束導(dǎo)致的。采用ISO 功能觀察，最大位移應(yīng)該在第2 個(gè)豎直C 型梁處，大小為21.56 mm，小于GB/T 6792-2009 規(guī)定的變形量（30 mm）。應(yīng)力最大發(fā)生處在后輪處C 型梁與2個(gè)大C 型縱梁的相交節(jié)點(diǎn)處，大小為239.9 MPa，小于Q345 材料的許用應(yīng)力，因此符合要求。

圖7 急轉(zhuǎn)彎工況應(yīng)變與應(yīng)力云圖Fig.7 Nephogram of strain and stress under sharp turning condition

3.3 緊急制動(dòng)工況

緊急制動(dòng)工況的應(yīng)變、應(yīng)力云圖如圖8 所示，可知，位移最大發(fā)生處在外車殼前車窗骨架，大小為19.08 mm，小于GB/T 6792-2009 規(guī)定的變形量（30 mm）。應(yīng)力最大發(fā)生處在后輪處C 型梁與2個(gè)大C 型縱梁的相交節(jié)點(diǎn)處，大小為177.5 MPa，小于Q345 材料的許用應(yīng)力，因此符合要求。

圖8 緊急制動(dòng)工況應(yīng)變與應(yīng)力云圖Fig.8 Nephogram of strain and stress under emergency braking conditions

4 車身骨架輕量化

4.1 優(yōu)化后的尺寸結(jié)果

在應(yīng)變和應(yīng)力條件合理的情況下，車身骨架有輕量化的余量，通過HyperMesh 的size 尺寸優(yōu)化模塊對(duì)車身骨架模型進(jìn)行優(yōu)化，優(yōu)化結(jié)果見圖9。

圖9 車身骨架有限元模型優(yōu)化尺寸結(jié)果Fig.9 Optimization results of finite element model of body skeleton

梁單元厚度優(yōu)化為2.987 mm，優(yōu)化后車身應(yīng)力最大值為260.5 MPa，發(fā)生在發(fā)動(dòng)機(jī)和油箱的載荷分配處及車后方小C 型橫梁與2 個(gè)C 型縱梁交界節(jié)點(diǎn)處，優(yōu)化后的應(yīng)力值在材料的允許范圍內(nèi)。

4.2 優(yōu)化前后應(yīng)變與應(yīng)力對(duì)比

考慮到實(shí)際加工情況，將厚度設(shè)為3 mm。優(yōu)化后的梁單元厚度代入3 種工況，去除節(jié)點(diǎn)處不合理的應(yīng)力部分，優(yōu)化前后3 種工況的應(yīng)變結(jié)果如表7 所示，應(yīng)力結(jié)果如表8 所示。

表7 優(yōu)化前后3 種工況的應(yīng)變Tab.9 Strain sizes of three working conditions before and after optimization

表8 優(yōu)化前后3 種工況的應(yīng)力Tab.10 Stress sizes of three working conditions before and after optimization

表7 數(shù)據(jù)顯示，優(yōu)化后的應(yīng)變變大，但仍小于GB/T 6792-2009 規(guī)定的變形量（30 mm），驗(yàn)證了優(yōu)化的合理性。表8 的數(shù)據(jù)顯示，優(yōu)化后的應(yīng)力變大，但仍小于Q345 材料的許用應(yīng)力，再次驗(yàn)證了優(yōu)化的合理性。另外應(yīng)力與應(yīng)變是正相關(guān)的關(guān)系，符合應(yīng)力等于應(yīng)變乘以彈性模量的物理規(guī)律。

優(yōu)化后，客車車身骨架減重質(zhì)量為855.5 kg，優(yōu)化前的車身骨架質(zhì)量1 711 kg，比較同類型客車，可知整車整備質(zhì)量約為7 t，計(jì)算得減重約為12.2%。

5 結(jié)論

本文對(duì)客車車身骨架進(jìn)行靜力分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化，具體針對(duì)梁單元厚度進(jìn)行優(yōu)化，達(dá)到了客車輕量化的目的。

（1）對(duì)3 種典型工況（彎曲、急轉(zhuǎn)彎和緊急制動(dòng)）進(jìn)行靜力學(xué)分析，結(jié)果表明，3 種工況的應(yīng)力均小于Q345 材料的許用應(yīng)力，應(yīng)變也小于GB/T 6792-2009 的規(guī)定。

（2）通過尺寸優(yōu)化梁單元厚度實(shí)現(xiàn)車身骨架的輕量化，對(duì)比模型輕量化前后3 種工況下的應(yīng)變，驗(yàn)證輕量化方法的可行性。結(jié)果表明，輕量化后車身骨架減輕855.5 kg，占比約為12.2%，優(yōu)化效果比較明顯。