半承載式客車骨架有限元建模與輕量化研究

龍江啟 蘭鳳崇 王金輪 周斯加

1.溫州大學，溫州，325035 2.華南理工大學，廣州，510640

0 引言

除了采用新材料和新工藝外，車身輕量化主要是利用優(yōu)化理論對車身結(jié)構進行優(yōu)化設計。在車身輕量化的設計過程中，車身結(jié)構必須滿足強度、剛度、振動特性等要求。

利用有限元方法進行汽車骨架結(jié)構輕量化設計已有許多研究成果。文獻［1］對某型號半掛車車架結(jié)構進行了輕量化設計。文獻［2］研究了按內(nèi)力調(diào)整截面尺寸的車身骨架設計方法。文獻［3］建立了薄板單元和梁單元相結(jié)合的有限元分析模型，對車身骨架的強度和動態(tài)（模態(tài)）特性進行了分析。文獻［4］提出了一種提高車身結(jié)構分析精度的方法，以T形鋁合金沖壓件為例研究了成形過程對靜強度特性的影響。文獻［5］以梁單元模型為基礎，對復雜部件建立實體單元模型來生成梁體混合模型，建立了半承載式客車車身結(jié)構有限元模型。文獻［6］利用剛度靈敏度分析確定優(yōu)化設計變量，對客車骨架結(jié)構進行了骨架減重優(yōu)化設計。文獻［7］應用拓撲優(yōu)化方法研究了鋁合金空間框架結(jié)構（ASF）的優(yōu)化問題。文獻［8］基于靈敏度分析對車架進行了輕量化設計，并基于綜合權重靈敏度模型分析了車架全壽命、裂紋萌生壽命和裂紋擴展壽命。文獻［9］提出了從構件受力合理的角度實現(xiàn)客車車身骨架輕量化的理念，對某款全承載式客車進行了輕量化設計。

本文綜合利用國內(nèi)外客車骨架輕量化技術研究成果，對國內(nèi)某大型客車企業(yè)的某款半承載式客車進行輕量化研究與實踐。

1 CAE模型的建立及試驗驗證

1.1 某客車骨架板梁混合有限元模型

有限元建模時，側(cè)圍裙立柱采用變截面梁，其余部分采用板殼單元，板單元與梁單元之間采用節(jié)點自由度耦合方法處理，將車身劃分為772 809個單元，見圖1。其中三角形單元11 409個，四邊形單元761 400個，共有786 729個節(jié)點，3 830 955個自由度。確定單元的材料特性和常數(shù)，并按照實際的承載狀態(tài)給定邊界條件和載荷工況（發(fā)動機、空調(diào)、油箱、電瓶、乘員等質(zhì)量用CONM2單元通過RBE3單元分配到相應的節(jié)點上）。該模型沒有考慮蒙皮、玻璃及非承載構件的影響，整車骨架重2.94t。

圖1 某半承載式客車有限元模型

1.2 載荷處理

客車靜止時，車架只承受彈簧以上部分的載荷，簧上質(zhì)量主要包括車身骨架的質(zhì)量、底盤各總成及發(fā)動機質(zhì)量、乘客及座椅質(zhì)量、油箱質(zhì)量、電瓶質(zhì)量、空調(diào)質(zhì)量及行李質(zhì)量等。

對于車身骨架的自重，可以通過在Hypermesh軟件前處理程序中定義GRAV卡來施加。對于乘客和座椅質(zhì)量，可以大體上確定人體重心H的位置，然后通過RBE3把Mass單元施加到地板相應的座椅槽鋼和側(cè)封板上。對于底架各總成及發(fā)動機、電瓶、油箱等的質(zhì)量，也可以利用Mass單元通過RBE3施加到車架及相應的骨架上。對于空調(diào)質(zhì)量，通過Mass單元施加到頂蓋上的空調(diào)系統(tǒng)安裝孔上。對于行李質(zhì)量，按均布載荷施加到行李倉的支承梁上。

1.3 約束處理

該車前后懸架都是空氣彈簧，研究中將前后氣囊上支點作為約束點。

彎曲工況下，前支點約束平動自由度1、2、3，后支點約束3。彎扭工況下，在彎曲工況的基礎上，釋放右后輪全部自由度。

1.4 試驗驗證

首先，比較軸荷分配關系。在彎曲工況下，施加4.67t外載荷時，比較加載前后有限元模型和實車前后軸荷變化量。結(jié)果表明，前軸軸荷變化量的計算值和測量值都為1，后軸軸荷變化量的計算值和測量值分別為1.18和1.19。分配比例趨于一致，說明有限元模型的軸荷分配關系基本正確。

其次，撓度驗證試驗考慮5t外載荷作用下中段車架右縱梁的變形情況。彎曲工況下比較中段車架右縱梁彎曲剛度，通過整理試驗數(shù)據(jù)，得到中段車架右縱梁撓度試驗值與計算值對比曲線圖，如圖2所示。從圖2可以看出變形趨勢一致。說明本文建立的客車骨架板梁混合有限元模型正確，計算結(jié)果可靠。

圖2 中段車架右縱梁撓度對比曲線圖

2 輕量化方案的確定

2.1 原模型強度分析

2.1.1 彎曲工況

彎曲工況計算主要是針對客車在滿載狀態(tài)下，對車身骨架固定下的結(jié)構強度和剛度進行校核，主要模擬客車在良好路面下勻速直線行駛時的應力分布和變形情況。彎曲工況下客車承受的載荷主要是靜載荷，滿載時的靜載荷按前述方法施加。

2.1.2 彎扭工況

彎扭工況也是客車最危險的工況之一，主要模擬客車行駛時，任一個車輪從平坦路面駛上凸起物或進入凹坑，左右車輪接地點出現(xiàn)高度差時，客車承受的非對稱垂直載荷。在這種扭轉(zhuǎn)工況下，車輛的動載荷變化很慢，可以近似看作承受靜載荷。本文采用右后輪懸空來進行分析。

2.1.3 分析結(jié)果

限于篇幅，僅列出彎曲工況應力分布：

（1）前后圍及頂蓋應力普遍較小，都在10MPa以下。

（2）車架的高應力區(qū)主要集中在如下部位：牛腿根部與縱梁連接處最大應力為37MPa，中段縱梁與加強板連接處最大應力為47.4MPa，牛腿1、2、3、4、8、9處應力值為12.9～36.9MPa，中段縱梁與加強板連接處5、6、7的應力值為31.2～47.4MPa，如圖3所示。

圖3 車架應力分布云圖

（3）從左側(cè)圍應力分布來看，只有第5和第6側(cè)窗立柱和側(cè)窗縱梁接頭處應力值最高，分別為59.5MPa和67.7MPa，其余部位應力都在30MPa以下。

圖4 地板骨架應力分布云圖

（4）地板骨架應力分布情況如圖4所示，高應力區(qū)域位于圖4中標示的10個接頭的位置，即主要分布在地板橫梁與座椅固定槽鋼連接的接頭處，其應力均小于50MPa。

2.2 選擇輕量化構件的原則

輕量化構件的選擇原則如下：①該部件的質(zhì)量在整車構件總質(zhì)量中占有較大的比重；②該部件的改變對整車的剛度影響不大。

選取一些質(zhì)量較大卻不是關鍵承載體的構件，以其截面參數(shù)（厚度、尺寸等）為設計變量，以整車扭轉(zhuǎn)剛度為狀態(tài)函數(shù)，以整車骨架質(zhì)量為目標函數(shù)，進行靈敏度分析，獲得目標函數(shù)對這些設計變量的靈敏度，即各構件參數(shù)變化對整車質(zhì)量的影響程度，從中選取一些影響程度較大的構件，改變其截面參數(shù)，配合其他部位結(jié)構的改變，就可以在整車扭轉(zhuǎn)剛度不下降或下降很少的情況下，最大限度地減小整車質(zhì)量。

根據(jù)設定的設計變量和設計響應，在彎曲和扭轉(zhuǎn)工況下進行靈敏度分析，得到了各設計變量的靈敏度系數(shù)，限于篇幅，僅列舉部分設計變量的靈敏度系數(shù)，見表1。表1中，δVOL為體積對設計變量靈敏度系數(shù)，δMID－z為車架縱梁中部z向位移對設計變量靈敏度系數(shù)，δKt為扭轉(zhuǎn)剛度對設計變量的靈敏度系數(shù)。本次優(yōu)化中，為了兼顧設計變量對彎曲和扭轉(zhuǎn)兩種剛度的影響，同樣采取“體積／剛度”相對靈敏度的方法，然后根據(jù)絕對值大小排列，選擇靠前的設計變量。最終選取了84個設計變量。

2.3 輕量化優(yōu)化方案

基于客車車身骨架可靠性的設計要求，根據(jù)強度分析、靈敏度分析及部分構件的拓撲優(yōu)化結(jié)果，結(jié)合企業(yè)實際實施生產(chǎn)的限制，得到以下輕量化實施方案：

表1 靈敏度分析結(jié)果

（1）去掉頂蓋縱梁，將頂蓋橫梁延伸至側(cè)圍頂縱梁，側(cè)圍立柱延伸至頂縱梁上沿面，將其分割。

（2）末縱梁連接板厚度由8mm改為5mm，其余縱梁連接板厚度由8mm改為6mm，去掉行李艙前部外側(cè)加強板，行李艙處縱梁與立柱加強板厚度由5mm改為4mm。

（3）沿x向移動末縱梁連接板100mm，將該處牛腿變形為直件，以和側(cè)圍相連端固定為準，使用車架上的橫梁替換地板中倒數(shù)第2排座椅前方下橫梁，刪除連接此兩橫梁的2個立柱，在新的橫梁和中段縱梁之間增加2個小立柱，尺寸為50mm×50mm×3mm，刪除連接該處牛腿和地板橫梁的斜撐及對稱件，重新生成連接牛腿，方向改變，尺寸為50mm×40mm×2mm，將中段縱梁末端使用4mm厚鋼板閉合。

（4）調(diào)整地板總成零件。

（5）在支座主體及筋板上挖4個孔，厚度由10mm分別減小為8mm、6mm、8mm、5mm；根據(jù)拓撲優(yōu)化的結(jié)果改變上部筋板的形狀。

（6）下支座連接板挖3個直徑為80mm小孔；下支座加強橫梁厚度由4mm變?yōu)?mm；下支座加強板由5mm改成3mm；上支座橫梁上下連接板厚度由10mm減為6mm；上支座橫梁加強筋更換位置，厚度由10mm減為6mm。

（7）去掉后懸前后支架上的8個斜撐；側(cè)圍的后懸上方處6個斜撐由1.5mm變?yōu)?mm；第3牛腿掛板由5mm變?yōu)?mm；車架中段上桁架前后加強梁1、2，尺寸由80mm×50mm×3mm變?yōu)?0mm×40mm×2mm，后端3根橫梁3、4、5的尺寸由50mm×30mm×3mm變?yōu)?0mm×30mm×2mm。

2.4 減重效果

整車骨架的質(zhì)量由2.940t下降到2.724t，減少216kg，占總重的7.35%，基本達到預期的減重目標。

3 輕量化優(yōu)化方案的驗證

3.1 模態(tài)參數(shù)的對比

從優(yōu)化前后結(jié)果的對比分析可知，優(yōu)化前后整車骨架的固有頻率基本未變，第四階頻率變化最大為7%，其余頻率變化不超過4%，變化較小。由此可見，車身骨架的改變對其模態(tài)沒有太大的影響。單純從模態(tài)方面來評價，對車身骨架的改進是可取的。

3.2 彎曲撓度的對比

從彎曲變形情況看，由于發(fā)動機、變速箱等大質(zhì)量附件集中在車架后端，且后排五人座椅處地板骨架橫向跨距較大，剛度相對較小，因此全車最大撓度變形出現(xiàn)在后排五人座椅處，為5.831mm。結(jié)構優(yōu)化后最大撓度增大到5.979mm，變化不大，兩者均小于標準中后置發(fā)動機客車的最大變形參考值10mm。

圖5為優(yōu)化前后右側(cè)中段縱梁處彎曲撓度變化曲線，各段車架撓度曲線的過渡較光滑，優(yōu)化前后曲線吻合較好，可見上述結(jié)構的改變對整車彎曲剛度的影響很小。

3.3 扭轉(zhuǎn)剛度的對比

圖5 中段右縱梁處彎曲撓度對比

后輪軸轂處約束全部自由度，前懸氣囊上支架釋放全部自由度，并施加大小為5kN、方向相反的力矩，取車架前后軸間的相對扭轉(zhuǎn)角來計算整車扭轉(zhuǎn)剛度值，如表2所示。優(yōu)化前整車扭轉(zhuǎn)剛度的計算值為58.4455kN·m／（°），結(jié)構優(yōu)化后剛 度 計 算 值 為 54.7300kN·m／（°），下 降3715.5N·m／（°），相對改變量為6.36%。國內(nèi)同類型車的剛度水平大都在40kN·m／（°）左右，因此，優(yōu)化后的整車扭轉(zhuǎn)剛度仍大大高于平均水平，可以滿足使用要求。

表2 扭轉(zhuǎn)剛度變化對比

3.4 應力分布對比

3.4.1 彎曲工況

從優(yōu)化前后彎曲工況應力分布狀態(tài)可知：

（1）全車的最大應力由優(yōu)化前的138.2MPa上升到148.6MPa，由于出現(xiàn)較大應力的部位材料大都是WL510，考慮動載系數(shù)為2.5，仍能滿足強度要求。

（2）整車出現(xiàn)較大應力的部位并沒有改變，只是較大應力單元數(shù)目及其應力值有所增加。取彎曲工況應力較大的前100個單元，對比優(yōu)化前后的應力水平，計算差值和變化量的平均值，發(fā)現(xiàn)優(yōu)化前后應力值平均增大5.6%。

3.4.2 扭轉(zhuǎn)工況

從扭轉(zhuǎn)工況應力分布可知，結(jié)構改進后較大應力部位略有減少，整車最大應力由266.6MPa下降為259.4MPa（出現(xiàn)在前懸支架與縱梁連接螺栓孔處），取扭轉(zhuǎn)工況應力較大的前400個單元，對比優(yōu)化前后的應力水平，計算差值和變化量的平均值，發(fā)現(xiàn)應力平均下降0.68%。

4 結(jié)論

（1）采用薄板單元和梁單元相結(jié)合的方法建立客車骨架有限元模型，計算結(jié)果準確、可靠。

（2）通過整車骨架在彎曲和彎扭工況下的強度分析，了解該車各個部位強度的分布，再結(jié)合靈敏度分析的結(jié)果，獲知了對整車減重效果明顯、對剛度影響不大的構件。

（3）綜合應用輕量化技術的研究成果，并結(jié)合企業(yè)實際，提出了某半承載式客車車身骨架的輕量化優(yōu)化方案。通過優(yōu)化前、后整車自由模態(tài)、彎曲撓度、扭轉(zhuǎn)剛度及應力分布的結(jié)果比對，驗證了該輕量化方案的可行性。

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