新型物流專用運輸半掛車車身結構的優化設計

張敏 王偉

ZHANG Min et al

1.內蒙古第一機械集團有限公司第四分公司 內蒙古包頭 0140302.內蒙古第一機械集團有限公司科研所 內蒙古包頭 014030

1 引言

隨著我國高速公路網的快速發展，半掛車保有量逐年遞增，發展新型半掛車與“甩掛運輸”已成為推動我國汽車工業進步的重要力量[1]。因此設計了一款適用于高速公路運輸的物流專用半掛車，使車輛載貨容積最大化的同時，盡可能地減輕自重并提高整車的安全性能。

2 參數化設計

首先，利用C++自帶的公式計算器初步確定新車型的各項設計參數，如圖1所示。采用“雙層龍骨式”底架布置方案設計初樣車的車身骨架結構，其三維模型如圖2所示。

初樣車全長10.5 m，設計載荷為23 t，有效載貨容積為65 m3。車身底架采用雙龍骨結構，主要由小截面矩形管材組焊而成。由于小截面管材抗彎和抗扭能力較弱，承受沿桿軸向力的能力較強，因此通過合理的結構設計，可使半掛車在行駛過程中產生的彎曲、扭轉力均轉化為桿件的軸向力。這樣，只要管材自身強度足夠，其結構設計時剛度必然能夠滿足使用要求[2]。

樣車未采用傳統的工字型或槽型的縱橫梁結構，而采用全承載式結構。這樣，在承載能力不變的情況下，可使半掛車自重降低近35%。車身底架中部設置兩個獨立的貫通式貨艙，其總容積為7.54 m3，既增加了整車的載貨容積，又降低了滿載時整車的質心高度。由文獻可知，車輛自重每降低1000 kg，可降低油耗6%～7%[3]，可見，此設計方案既降低了自重又增加了載貨容積，車輛總體運輸成本顯著下降。

3 材料分析

初樣車的車身骨架桿件以小截面矩形管材為主，其尺寸規格主要有：30 mm×60 mm×3 mm、30 mm×50 mm×3 mm、30 mm×30 mm×2 mm和30 mm×20 mm×2 mm。本車采用20#碳素結構鋼為車身桿件材料，其主要性能參數為：密度ρ=7800 kg/m3，屈服極限δs= 240 MPa，強度極限δb=410 MPa，泊松比μ=0.31，彈性模量ε=2.07×105MPa。利用有限元軟件建立初樣車的車身骨架有限元模型，并作適當簡化處理，簡化后其桿件數量為645個。

采用典型工況對車身有限元模型進行靜力學分析。由分析結果得知，彎曲工況最大應力值為195 MPa，出現在車身底架第一獨立貨艙的前立柱處；彎扭工況最大應力值為218 MPa，出現在車身底架獨立貨艙一側的中間立柱處。可見，材料能夠滿足車身的強度要求[4]。

4 優化設計

4.1 方案一

由于需要將底架貨艙容積設計得足夠大，通常將車身底架的中央龍骨構造成箱型結構，如圖3所示。但由結構力學原理可知，箱型結構無法承受較大的彎曲載荷，若要改善其受力情況，最簡單的方法是在箱型結構兩側加裝斜撐。經計算得知，箱型結構左右兩側加裝斜撐后，車身骨架的彎曲剛度提升21.75%，扭轉剛度提升0.13%，且底架各總成桿件的平均應力值降低11.24%。

若同時大幅提升車身骨架的扭轉剛度，就需要在底架縱梁上的各個箱型結構加裝斜撐。這樣會導致中央龍骨兩縱梁之間的空間無法被利用，降低了底架貨艙的有效容積。而底架貨艙的大容積設計是研發新車型的關鍵目標之一，因此在箱型結構兩側加裝斜撐的方案不能優先考慮

4.2 方案二

為了進一步加強車身結構的承載能力，筆者提出了“脊柱龍骨式”結構布置方案，以實現車身骨架的優化設計。“脊柱龍骨式”結構是將半掛車支撐腿后側到第一板簧懸架前側的底架中央龍骨的兩條縱梁同時平移到車身縱向中心線直至重合，從而形成中部單縱梁的底架龍骨結構。在單縱梁的格柵中加裝斜撐，將原有的貫通式貨艙改為左右分段式貨艙。既不影響貨物的裝卸，同時也能最大限度地保證底架貨艙的有效容積。改進后的車身底架結構如圖4所示。改進同時對底架橫斷面的結構進行調整，如圖5所示。由研究數據可知，類似于正三角形結構且具有縱梁支撐的斜撐在承受載荷作用時，其整體剛度會得到明顯提升[5]。

4.3 兩種方案對比

改進前車身底架貨艙總容積為7.54 m3；若按照方案一改裝，底架貨艙總容積為4.60 m3，較改進前底架貨艙容積下降38.9%；若按照方案二改裝，底架貨艙總容積為7.06 m3，較改進前底架貨艙容積下降6.36%。

由上可知，在盡量不減少底架貨艙總容積的前提下，與僅加裝斜撐的方案相比，采用脊柱龍骨式車身結構的布置方案更為可行。

5 脊柱龍骨式車身骨架分析

5.1 靜力學分析

通過有限元軟件的后處理對計算結果進行分析，得出改進后的脊柱龍骨式車身骨架在彎曲、彎扭兩種典型工況下的應力云圖和位移云圖，如圖6所示。

由應力云圖可知，兩工況下的較大應力部位均出現在車身底架貨艙后壁與前懸架支撐部件的結合處以及牽引銷板附近的支撐桿件，其最大應力值為207.5 MPa，均能夠滿足車身的強度要求。

5.2 模態分析

對改進后的車身骨架模型進行自由模態分析，并提取前6階計算結果，如表1所示。

車身骨架的動剛度特性通常可用其低階自由模態的固有頻率表示，重點考察模型的1階扭轉頻率與1階彎曲頻率是否分布在合理的范圍內(即兩頻率是否會發生耦合)。從分析結果可知，其低階固有頻率均落在較合理的范圍內，且1階扭轉與彎曲固有頻率錯開1.5 Hz以上，降低了車體發生共振的概率。結構改進后，1階扭轉頻率與1階彎曲頻率較原結構分別提高了0.88 Hz和0.18 Hz，動剛度特性均有所提升[6]。

表1 車身自由模態計算結果

5.3 數據處理

結合仿真數據，利用數學軟件對兩組數據進行統計處理，繪制出原結構（雙層龍骨式）與改進結構（脊柱龍骨式）在彎曲、彎扭兩工況下的車身骨架桿件應力分級對比柱狀圖，如圖7、8所示。改進前后車身骨架各總成桿件在兩工況下應力分布的統計學分析及對比分別如表2、3所示。

表2 改進前后車身骨架應力分布統計對比（彎曲）

表3 改進前后車身骨架應力分布統計對比（彎扭）

6 結語

對比結構改進前后的車身骨架在彎曲、彎扭兩工況下的計算結果可知：

a. 從零部件應力分級對比圖中可看到，改進后的車身骨架零部件高應力數量明顯少于原結構。

b.從零部件高應力及其部位來看，雖然改進后的零部件高應力部位與原結構基本一致，但其應力值卻普遍低于后者。

c. 由應力分布的統計學數據可知，在兩工況下，無論是整體還是各總成部件的平均應力值，改進結構較原結構均有不同程度的降低。尤其是在彎扭工況下，車身整體結構的平均應力值下降42.36%，說明改進后車身骨架的整體應力水平得到很大改善。且在彎扭工況下，結構改進后的應力標準差較原結構降低38.21%，說明車身應力的離散度減小了，整車的應力分布更趨于均勻，強度分布更趨于合理。

d. 輕量化是研發新型物流專用半掛車的重要設計目標之一。車身骨架自重的降低，不但節約原材料、降低生產成本，還能提升整車的動力性和燃油經濟性，為用戶快速回收購車成本創造了條件。在承載能力不變的情況下，原車型結構較普通廂式半掛車減輕自重約35%，而結構改進后自重又能降低近70 kg，實現輕量化的優化設計。

綜上所述，無論是在強度特性、應力水平、輕量化設計還是結構動剛度特性等方面，脊柱龍骨式車身結構的布置方案均優于原結構。

[1] 王偉,王鐵,申晉憲.從故障車輛看半掛車車架結構設計思路[J].專用汽車,2011(3):63-64.

[2] 姚成,朱銘.承載式客車車身結構設計[J].中國客車行業發展論壇2007年中國客車學術年會論文集,2007:46-50.

[3] 范葉,楊沿平,孟先春,等.汽車輕量化技術及其實施途徑[J].汽車工業研究,2006(7):40-42.

[4] 王偉,王鐵,申晉憲.新型全承載式半掛車車身結構設計[J].專用汽車,2011(6):56-57.

[5] 王丹陽.承載式客車車身結構剛度計算方法研究[D].吉林大學碩士學位論文,2009.

[6] 李德信,呂江濤,應錦春.SX360自卸車車架異常斷裂原因分析[J].汽車工程,2002(4):57-59.