全鋁車身純電動客車車頂骨架的輕量化設計

陳洮，何鋒，蔣雪生，周雍

（1.550025 貴州省 貴陽市 貴州大學 機械工程學院；2.550025 貴州省 貴陽市 貴州長江有限公司）

0 引言

作為全鋁車身純電動客車的主要承載部件，車身骨架輕量化有助于降低車身質量及能耗，提高客車續駛里程。隨著輕量化研究不斷發展，拓撲優化被應用于車身和車架結構優化設計中。范文杰[1]等采用多剛度拓撲優化的方法對客車車架進行了結構輕量化設計，有效地提高了車架的扭轉和彎曲柔度；郝守海[2]等論述了全鋁客車車身頂蓋骨架的設計過程，在拓撲優化和尺寸優化的理論基礎上，完成了鋁合金車身頂蓋骨架的優化設計；賴坤城[3]等對發動機懸置左側連接點動剛度不足進行局部拓撲優化和改進方案，提高車輛的NVH 性能和乘坐舒適性；謝閣[4]等對城市客車進行結構優化，并通過靈敏度分析的尺寸優化完成了輕量化。

本文對全鋁車身純電動客車車身骨架進行有限元分析，發現車頂骨架剛強度冗余過大，在滿足車身剛強度的條件下對車頂骨架結構拓撲優化及尺寸優化，進行模態分析驗證，最終完成輕量化設計。

1 有限元模型的建立

1.1 有限元模型的建立

本車尺寸10 490 mm×2 500 mm×3 160 mm，整車質量1 678 kg。車身前處理后導入HyperMesh軟件，簡化幾何圖形并提取中面。車身各部件采用ReB2 焊接單元作連接處理，為了保證計算精度，網格主要采用10 mm 四邊形單元，局部采用三角形單元進行補充。整車采用AL6061-T6 車身骨架和Q345 車底骨架，材料屬性和有限元模型分別如表1、圖1 所示。

表1 材料屬性Tab.1 Material properties

1.3 載荷和工況確定

根據城市客車基本參數，應用HyperMesh 中REB3 節點耦合的方式對車窗、乘客、門、空調等施加載荷，客車基本參數如表 2 所示。

表2 車身主要載荷質量Tab.2 Main load mass of vehicle body

選取極限扭轉工況和緊急制動工況進行靜力學分析，約束條件及載荷如表3 所示。

表3 工況的約束及載荷Tab.3 Constraints and loads in working conditions

表3 中：F，R——前、后輪胎；A，B——左、右輪胎。1，2，3——X，Y，Z 軸移動方向。

2 車身骨架結構的性能分析

2.1 車身骨架靜力學分析

根據國標GB/T 13043-2006《客車定型試驗規程》對城市客車剛強度性能的一般要求，車身長、寬、高的變化值應小于5%[5]，即車身骨架位移應小于12 mm。利用結構求解器Optistruct 求解,得到車身骨架的最大形變、受力關鍵分別如圖2 和表4 所示。

表4 典型工況的靜力學分析Tab.4 Static analysis of typical working conditions

由圖2 可知，車頂骨架處于整車骨架形變集中區域，相對位移值遠高于車身骨架；應力集中區域處于電池部分。由于整車骨架應力分布相對均勻，本文主要對剛度較小的車頂骨架進行輕量化設計。

由表4 可知，客車骨架在兩種典型工況下的整車最大應力為電池架的187.9 MPa；在極限扭轉工況下的車頂變形量最大，最大變形7.222 mm。

2.2 模態分析

電動客車行駛于水平良好的路面上，不考慮車輪、傳動軸引起的較小的系統振動分量，外界激勵于地面頻率范圍在1～3 Hz[6-7]。去掉剛性模態后，取其前6 階模態振型結果如表5 所示。

表5 車身骨架固有頻率及振型Tab.5 Natural frequency and vibration mode of body frame

由表5 可知，車身骨架固有頻率大于3 Hz，并未出現與其模態相近的頻率，模態性能良好。

3 車頂骨架結構優化

3.1 拓撲優化的基本理論

本文以柔度最小為目標建立了拓撲優化的數學模型如式（1）[8]：

式中：Xi（i=1，2，…，n）——每個單元的相對密度；C ——結構的柔度矩陣；F——載荷矢量；U——位移矢量；k——剩余材料的百分比；V1——優化后剩余材料的總體積；V0——設計區域的體積；K——剛度矩陣。

3.2 拓撲優化

由圖2（a）可知，車頂骨架形變過大，車身骨架材料剛度性能冗余，故定義車頂骨架材料不變。取各工況權重為0.5，體積分數上限為0.3，最小柔度為目標函數，對車頂骨架進行拓撲優化。車頂拓撲經14 次迭代收斂，其迭代過程和拓撲結果分別如圖3、圖4 所示。

參考拓撲優化的結果對原全鋁城市客車重新建模，得到優化前后全鋁客車車頂骨架的結構對比如圖5 所示。將圖5（a）中原全鋁城市客車車頂骨架標注區域去除，加入一根短橫梁到原車身骨架中，并將得到的優化的車頂骨架圖5（b）模型進行靜力學分析，結果如圖6 所示。

由圖6 可知，結構優化后車頂在兩種典型工況下的最大形變為4.346 mm，且各頂梁骨架變形分布較均勻，但全鋁城市客車整車骨架剛度冗余過大，因此對車頂骨架進行尺寸優化再設計。

3.3 尺寸優化

為減少車頂骨架剛強度冗余，應用緊急制動工況對車頂骨架尺寸優化，對優化后的厚度處理后進行不同工況下剛強度的仿真分析驗證優化的合理性和可靠性。以鋁結構最大應力192 MPa、鋼結構最大應力245 MPa、最大形變12 mm 為約束函數，最小質量為目標，優化目標經兩次迭代收斂，優化結果如圖7 所示。

由圖7 可知，尺寸優化后車頂骨架梁厚度為2.250 mm，減少了0.75 mm，整車質量為1 575 kg。通過靜力學分析驗證2 種工況剛強度性能分別如圖8、圖9 所示。

由圖8 和圖9 可知，優化后整車最大形變區域在車頂骨架，最大形變為8.608 mm，最大所受應力區域在車底骨架，應力為240.1 MPa，車頂骨架的剛強度在兩種工況下滿足要求。

3.4 仿真結果

對緊急制動工況驗算，對比優化前后2 種工況下的車頂骨架性能特點。對優化后的車身骨架進行模態分析，優化前后的頻率對比如圖10 所示。

由圖10 可知，車頂骨架的輕量化過程并不影響車身自振頻率。

將仿真結果與原全鋁城市客車的靜力學分析進行對比，得到優化前后整車骨架的性能和質量對比如表6 和表7 所示。

表6 緊急制動工況的優化前后對比Tab.6 Comparison of emergency braking condition before and after optimization

表7 極限扭轉工況的優化前后對比Tab.7 Comparison of limit torsion condition before and after optimization

計算結果表明，車頂骨架經拓撲和尺寸兩級優化后，2 種工況下均滿足剛強度要求，全鋁車身車頂骨架質量減輕78.7 kg，符合全鋁城市客車輕量化要求。

4 結論

（1）拓撲優化后車頂骨架形變降低37.06%，降低了整車骨架的相對變形，為車頂骨架提供了較大的尺寸優化空間，且整車應力和質量均有所減少。

（2）尺寸優化后車頂骨架有效減少了剛強度冗余，車頂骨架質量減少26.3%，輕量化效果顯著。