某輕型載貨車駕駛室多學科輕量化設計

（江鈴汽車股份有限公司，江西南昌 330200）

0.引言

車駕駛室是商用車十分關鍵的結構系統，主要通過減震器安裝在車架上，其靜動態性能對整車的舒適性和可靠性有著重要影響。發動機的振動和路面的激勵都會對駕駛室的模態性能產生影響，當外界的頻率與駕駛室固有頻率耦合時，將引起駕駛室產生噪聲和振動，降低車輛的舒適性，同時會對駕駛室產生疲憊，有巨大的安全隱患。駕駛室的剛度性能和強度性能，決定了其抵抗變形的能力和疲勞壽命，直接影響車輛的穩定性。與此同時，駕駛室的輕量化關系著車輛的燃油經濟性、制造成本和市場競爭性，因此駕駛室在滿足其各項靜動態性能情況下，應重點兼顧其輕量化設計。為了對某輕型載荷車駕駛室進行輕量化設計，首先建立駕駛室網格模型，依次對其進行模態性能、剛度性能和強度性能分析，最后對其進行多學科輕量化設計。

1.建立駕駛室網格模型

首先將該輕型載荷車駕駛室的幾何模型加載到Hypermesh軟件[1-2]中，駕駛室的重量為188kg，刪除對其靜動態性能影響較小的零部件，同時對部分零部件進行簡化處理，忽略微小特征，采用10mm的Mixed單元對各個零部件進行網格劃分。駕駛室各部件通常采用焊點連接，可以采用5mm的ACM單元模擬其連接關系，并建立材料屬性，最后檢查網格單元，以此建立駕駛室網格模型，如圖1所示。

圖1 駕駛室網格模型

2.模態性能分析

基于模態性能分析可以獲取結構的振動性能，可對其進行評估和優化，對研究其NVH性能具有重大參考意義。自由模態性能能夠直接表征其動態性能，其低階頻率對結構的模態性能影響較大，因此基于駕駛室網格模型，應用Nastran軟件[3-4]對其進行自由模態性能分析，以此得到駕駛室的前三階模態頻率分別為33.4Hz、41.5Hz和58.7Hz。

如圖2～圖4所示，分別為駕駛室前三階陣型。由圖2～圖4可知，其陣型分別為扭轉、彎曲和頂部凸起，其振幅分別為3.627mm、2.875mm和11.37mm。

圖2 駕駛室第一階陣型

圖3 駕駛室第二階陣型

圖4 駕駛室第三階陣型

綜上所述可知，駕駛室的固有頻率均高于發動機和路面的激勵頻率，不會引起共振，符合動態特性設計要求。

3.剛度性能分析

駕駛室的剛度性能是指抵抗外界變形的能力，其直接影響整車的密封性，嚴重時會引起失效故障。為了獲取該駕駛室的扭轉剛度性能，基于駕駛室網格模型，約束防火墻中間平面下邊緣中心點的Z向自由度，約束左后懸置安裝中心點的XYZ向自由度，同時約束右后懸置安裝中心點的XZ方向自由度，在左前懸置安裝中心點和右后懸置安裝中心點同時施加3000N·m的反方向力矩，以此進行靜態分析，得到其位移云圖如圖5所示。由圖5可知，駕駛室Z方向最大變形為3.095mm。并且通過理論公式，計算得到駕駛室的扭轉剛度為11530N·m/deg，高于工程要求值，符合扭轉剛度要求。

圖5 駕駛室扭轉剛度位移云圖

為了獲取該駕駛室的彎曲剛度性能，同樣基于駕駛室網格模型，約束左前懸置安裝中心的YZ向自由度，約束右前懸置安裝中心的Z向自由度，約束左后懸置安裝中心的XYZ向自由度，約束右后懸置安裝中心的XZ向自由度，在地板左右邊緣同時加載垂向2224N，以此進行彎曲剛度分析。基于彎曲剛度變形值和理論公式，得到駕駛室的彎曲剛度為2450N/mm，也大于工程要求值，滿足彎曲剛度要求。

4.強度性能分析

駕駛室的強度性能關系著其疲勞性能，若其強度性能偏弱，將導致個別部件發生開裂，直接影響車輛的安全性和可靠性。駕駛室的強度工況主要分布制動、轉彎和垂跳，建立整車動力學模型并提取各個工況下的載荷。基于駕駛室網格模型，并采用慣性釋放方法分別加載各個工況下的載荷，以此對其進行強度性能分析。

如圖6所示，為駕駛室制動工況的塑性應變云圖。由圖6可知，駕駛室的最大塑性應變為0.21%，位于底板前端，小于目標值（1%）。

圖6 駕駛室制動工況的塑性應變云圖

如圖7所示，為駕駛室轉彎工況的塑性應變云圖。由圖7可知，駕駛室的最大塑性應變為0.31%，同樣位于底板前端，小于目標值（1%）。

圖7 駕駛室轉彎工況的塑性應變云圖

如圖8所示，為駕駛室垂跳工況的塑性應變云圖。由圖8可知，駕駛室的最大塑性應變為0.41%，也位于底板中段，小于目標值（1%）。

圖8 駕駛室垂跳工況的塑性應變云圖

綜上所述，駕駛室在三種極限工況下的塑性應變均低于1%，能夠滿足強度性能要求，可以降低疲勞失效風險。

5.輕量化設計

為了降低駕駛室的重量，采用Isight優化平臺[5-6]，集成駕駛室的模態性能、剛度性能和強度性能，如圖9所示。將駕駛室各個零部件的厚度值作為設計變量，以其重量最小化為目標函數，采用自適應模擬退火算法對其進行多學科優化設計，經過多輪迭代計算，最終可以獲取駕駛室最優的結構參數。

圖9 Isight集成優化平臺

如圖10所示，為優化之后駕駛室第一階陣型。由圖10可知，優化之后駕駛室的振幅為12.06mm，并且其模態頻率為32.6Hz，仍然能夠滿足振動特性要求。

圖10 優化之后駕駛室第一階陣型

如圖11所示，為優化之后駕駛室扭轉剛度位移云圖。由圖11可知，優化之后駕駛室的最大變形為3.149mm，通過計算得到扭轉剛度為10489N·m/deg，其彎曲剛度為2267N/mm，均能夠滿足剛度性能設計要求。

圖11 優化之后駕駛室扭轉剛度位移云圖

如圖12所示，為優化之后駕駛室垂跳工況的塑性應變云圖。由圖12可知，優化之后駕駛室的最大塑性應變為4.6%，并且應力集中點發生了轉移，也符合強度性能要求。

圖12 優化之后駕駛室垂跳工況的塑性應變云圖

與此同時，優化之后駕駛室的重量為173kg，其重量減輕了7.97%，達到了輕量化的目的，能夠有效減輕整車的重量，同時能夠提升車輛的燃油經濟性和節約制造成本。

6.結論

采用有限元技術建立駕駛室網格模型，對其進行自由模態性能分析，其低階頻率均高于外部激勵頻率。根據規范要求加載，得到其扭轉剛度和彎曲剛度分別為11530N·m/deg和2450N/mm。基于整車動力學模型提取極限工況的載荷，得到其最大塑性應變為0.41%。采用集成平臺對駕駛室的結構參數進行多學科優化設計，優化后其各項性能均符合要求，并且重量減小了7.9%，實現了輕量化設計。