重型商用車駕駛室輕量化設計探討

劉令 淺析應急通信車集成 殷永臣

摘 要：為降低重型商用車油耗，近年來業界開展了大量理論研究和實踐探索，駕駛室輕量化設計也因此成為業界關注焦點。基于此，本文將簡單介紹重型商用車駕駛室輕量化設計思路，并深入探討重型商用車駕駛室輕量化設計路徑，希望研究內容能夠為相關業內人士帶來一定啟發。

關鍵詞：重型商用車;駕駛室;輕量化設計

1 前言

近年來我國重型商用車銷量不斷上升，進入穩固增長的發展狀態。但結合實際調研可以發現，重型商用車較長的年行駛里程、偏高的百公里油耗，使得其油耗遠高于普通車輛。為盡可能降低重型商用車油耗，正是本文圍繞重型商用車駕駛室輕量化設計開展具體研究的原因所在。

2 重型商用車駕駛室輕量化設計思路

在本文開展的重型商用車駕駛室輕量化設計中，為分析商用車駕駛室，研究采用有限元方法，采用最優拉丁超立方設計方法，采用克里格方法建立近似模型，為滿足重型商用車駕駛室輕量化設計需要，還針對性采用了多目標優化算法，同時還應用了計算機輔助優化平臺Isight。具體設計需首先建立駕駛室白車身有限元模型，通過駕駛室白車身模態分析，分析和評價駕駛室白車身剛度，分析和驗證駕駛室被動安全性，并最終分析駕駛室結構靈敏度和貢獻度，即可為具體的輕量化設計實現提供依據。在駕駛室白車身有限元模型的建立過程中，需針對性簡化模型，配合網格劃分、輸入材料屬性、處理焊點和螺栓，即可為輕量化設計奠定基礎[1]。

駕駛室白車身模態分析需圍繞彎曲剛度和扭轉剛度展開，常采用80kg的駕駛員和座椅自重與動載系數的乘積作為載荷大小，以此通過計算得出應力云圖和位移云圖，并從彎曲剛度、扭轉剛度、彎曲應力、扭轉應力、彎曲撓度曲線光滑程度、扭轉撓度曲線光滑程度、窗口及門洞對角線變化量方面開展深入分析，以此確定駕駛室彎曲剛度和扭轉強度滿足要求;分析和驗證駕駛室被動安全性需結合ECE R29法規，以此針對性建立駕駛室被動安全性分析有限元模型，由此開展驗證，通過正面擺錘撞擊、正面A柱撞擊、頂蓋強度分析，即可為重型商用車駕駛室輕量化設計實現提供依據;分析駕駛室結構靈敏度和貢獻度需圍繞4個材料變量和18個厚度變量展開，材料變量包括地板縱梁（二）、右側A立柱內板、右側前下部加強板、右車門框外板，厚度變量則主要包括頂蓋前橫梁、前圍縱梁、前圍內板、頂蓋前橫梁、后圍上外板等[2]。

3 重型商用車駕駛室輕量化設計路徑

為實現重型商用車駕駛室輕量化設計，需首先改進駕駛室結構，因此本節研究的設計變量選擇上文提及的4個材料變量和18個厚度變量，約束和響應選擇駕駛室的模態、剛度、被動安全性性能，以此開展針對性的多目標優化，配合針對性建立的近似模型，即可有效降低計算成本，更好實現重型商用車駕駛室輕量化設計。

3.1 駕駛室改進設計

結合上文研究可以發現，主要的變形區域為A柱（基于正面A柱撞擊確定），為保證乘員的生存空間，必須針對性加強其抗彎剛度，結合后續的貢獻度分析可以發現，對于駕駛員生存空間來說，A柱外板的材料變量和厚度變量貢獻度很大，為提高駕駛室的被動安全性，必須針對性改進A柱結構。為合理采用A柱結構改進方法，本文圍繞在A柱結構內添加加強版、添加增強膠、兩種改進結合共三種方法進行了針對性對比，采用0.5g/mm3密度的高強度增強泡沫作為增強膠材料。通過對比可以發現，加強板和增強膠結合的方法可最為有效的減小A柱變形，可實現41.7mm的變形量。對比有肋的加強板和增強膠、有肋的加強板、無肋的加強板、A柱增強膠四種結構改進方式可以發現，四種方式對應的質量分別為4.48kg、0.8kg、0.71kg、3.68kg，對應的A柱變形量（原數據為360.00mm）分別為318.26mm、338.72mm、348.79mm、329.57mm，對應的儀表板與假人腿部相對位移（原數據為105.8mm）分別為98.97mm、98.76mm、102.56mm、99.87mm，對應的轉向盤與假人胸部相對位移（原數據為116.31mm）分別為112.38mm、109.12mm、112.92mm、112.40mm。深入分析可以發現，在增加質量較少的情況下，帶有加強肋的加強板結構在安全性能方面的表現較為出色，因此最終方案選擇有肋的加強板改進方式，更好滿足駕駛員的生存空間[3]。

3.2 試驗設計

線性工況的模態、扭轉剛度、彎曲剛度采用80個采樣點，配合最優拉丁超立方采樣方法開展試驗設計，采用駕駛室質量、一階扭轉固有頻率、駕駛室扭轉剛度與彎曲剛度作為提取的響應;非線性程度較高的正面A柱撞擊與正面擺錘撞擊工況采用150個采樣點，采樣方法相同，提取的響應包括沿x方向假人腿部距儀表板的最短距離（正面A柱撞擊）、沿x方向假人腹部距轉向盤的最短距離（正面A柱撞擊）、沿x方向假人腹部距轉向盤的最短距離（正面擺錘撞擊工況）。

3.3 近似模型建設

近似模型建設需滿足精度要求，為滿足這一要求，需針對性對比常用模型的精度，因此研究采用二階響應面階數作為線性指標（質量、模態、剛度）的近似模型，采用額外點驗證與交叉驗證方法可以確定，二者的質量均為1，彎曲剛度分別為0.99831與0.99959，扭曲剛度分別為0.99412與0.99878，一階固有頻率分別為0.99836與0.99958，由于決定系數R2均在0.99以上，因此該模式可滿足后續的多目標優化設計需要;對于非線性工況（正面A柱撞擊、正面擺錘撞擊），結合多種模型的對比，最終選擇了克里格模型作為近似模型，這是由于該模型能夠較好反映駕駛室被動安全性響應。深入分析可以發現，克里格模型交叉驗證與額外采點驗證求得的沿x方向假人腹部距轉向盤的最短距離分別為0.5593mm與0.6232mm，沿x方向假人腹部距轉向盤的最短距離分別為0.5973mm與0.66575mm，沿x方向假人腿部距儀表板的最短距離分別為0.67286mm與0.77126mm。

3.4 多目標優化

結合近似模型，即可開展針對性的多目標優化，具體優化采用的數學模型為：

式中的f、Kt、Kb、m分別為一階扭轉固有頻率、駕駛室扭轉剛度、駕駛室彎曲剛度、駕駛室質量、dA為正面擺錘撞擊指標，dB1與dB2均為正面A柱撞擊指標。建立圖1所示的多目標優化流程，采用NSGA-Ⅱ優化算法，設置200的進化代數、80的種群規模、0.9的交叉概率，迭代計算次數選擇16000次，即可最終得到Pareto解集（多目標優化）。

結合優化，可最終得出設計變量的優化結果與響應的優化結果，設計變量的初始值、優化值、修正值以及近似模型優化值與實際優化值均可由此確定。近似模型優化值與實際優化值的m均為352.85kg，前者的f、Kt、Kb分別為18.62、23933、2660.61，后者分別為18.60、23950、2653，近似模型優化值中的dA、dB1、dB2分別為18.19、24.11、5.13，實際優化值的對應數值則分別為15.99、23.307、4.17。

3.5 性能對比

結合優化得出的數據進行對比可以發現，重型商用車駕駛室在優化后實現了中部地板、A柱內板等部件的厚度減小，同時縱梁和左地板的厚度有所增加，且地板縱梁、前下部加強板、車門外板的材料有所改變，采用DP500材料作為前下部加強板與車門外板的材料，由此正面A柱撞擊與正面擺錘撞擊下駕駛室的被動安全性大幅提升。通過輕量化設計，最終實現了7.87%的駕駛室質量降低，扭轉剛度同時出現了6.64%的下降，但駕駛室的整體安全性仍滿足規范標準要求，顯著的輕量化效果由此得到證實，設計因此具備較高借鑒價值。

4 結論

綜上所述，重型商用車駕駛室輕量化設計需關注多方面因素影響。在此基礎上，本文涉及的駕駛室改進設計、試驗設計、近似模型建設、多目標優化等內容，則提供了可行性較高的輕量化設計路徑。為更好滿足設計需要，基于駕駛室樣件的深入試驗研究開展必須得到重視。

參考文獻：

[1]鮑偉東，王曉龍，苗永.基于HyperWorks有限元分析的某重型商用車車架輕量化縱梁結構及性能研究[J].汽車實用技術，2018（18）：54-56+70.

[2]丁煒琦，鄭小艷，蘇武.基于非線性分析軟件的某重型商用車橋鼓式制動器輕量化設計[J].汽車實用技術，2018，44（11）：99-101.

[3]余浪，代詩環，王樂勇.重型商用車駕駛室輕量化技術應用[J].汽車科技，2017（02）：103-108.