半承载式客车骨架有限元建模与轻量化研究

龙江启 兰凤崇 王金轮 周斯加

1.温州大学，温州，325035 2.华南理工大学，广州，510640

0 引言

除了采用新材料和新工艺外，车身轻量化主要是利用优化理论对车身结构进行优化设计。在车身轻量化的设计过程中，车身结构必须满足强度、刚度、振动特性等要求。

利用有限元方法进行汽车骨架结构轻量化设计已有许多研究成果。文献［1］对某型号半挂车车架结构进行了轻量化设计。文献［2］研究了按内力调整截面尺寸的车身骨架设计方法。文献［3］建立了薄板单元和梁单元相结合的有限元分析模型，对车身骨架的强度和动态（模态）特性进行了分析。文献［4］提出了一种提高车身结构分析精度的方法，以T形铝合金冲压件为例研究了成形过程对静强度特性的影响。文献［5］以梁单元模型为基础，对复杂部件建立实体单元模型来生成梁体混合模型，建立了半承载式客车车身结构有限元模型。文献［6］利用刚度灵敏度分析确定优化设计变量，对客车骨架结构进行了骨架减重优化设计。文献［7］应用拓扑优化方法研究了铝合金空间框架结构（ASF）的优化问题。文献［8］基于灵敏度分析对车架进行了轻量化设计，并基于综合权重灵敏度模型分析了车架全寿命、裂纹萌生寿命和裂纹扩展寿命。文献［9］提出了从构件受力合理的角度实现客车车身骨架轻量化的理念，对某款全承载式客车进行了轻量化设计。

本文综合利用国内外客车骨架轻量化技术研究成果，对国内某大型客车企业的某款半承载式客车进行轻量化研究与实践。

1 CAE模型的建立及试验验证

1.1 某客车骨架板梁混合有限元模型

有限元建模时，侧围裙立柱采用变截面梁，其余部分采用板壳单元，板单元与梁单元之间采用节点自由度耦合方法处理，将车身划分为772 809个单元，见图1。其中三角形单元11 409个，四边形单元761 400个，共有786 729个节点，3 830 955个自由度。确定单元的材料特性和常数，并按照实际的承载状态给定边界条件和载荷工况（发动机、空调、油箱、电瓶、乘员等质量用CONM2单元通过RBE3单元分配到相应的节点上）。该模型没有考虑蒙皮、玻璃及非承载构件的影响，整车骨架重2.94t。

图1 某半承载式客车有限元模型

1.2 载荷处理

客车静止时，车架只承受弹簧以上部分的载荷，簧上质量主要包括车身骨架的质量、底盘各总成及发动机质量、乘客及座椅质量、油箱质量、电瓶质量、空调质量及行李质量等。

对于车身骨架的自重，可以通过在Hypermesh软件前处理程序中定义GRAV卡来施加。对于乘客和座椅质量，可以大体上确定人体重心H的位置，然后通过RBE3把Mass单元施加到地板相应的座椅槽钢和侧封板上。对于底架各总成及发动机、电瓶、油箱等的质量，也可以利用Mass单元通过RBE3施加到车架及相应的骨架上。对于空调质量，通过Mass单元施加到顶盖上的空调系统安装孔上。对于行李质量，按均布载荷施加到行李仓的支承梁上。

1.3 约束处理

该车前后悬架都是空气弹簧，研究中将前后气囊上支点作为约束点。

弯曲工况下，前支点约束平动自由度1、2、3，后支点约束3。弯扭工况下，在弯曲工况的基础上，释放右后轮全部自由度。

1.4 试验验证

首先，比较轴荷分配关系。在弯曲工况下，施加4.67t外载荷时，比较加载前后有限元模型和实车前后轴荷变化量。结果表明，前轴轴荷变化量的计算值和测量值都为1，后轴轴荷变化量的计算值和测量值分别为1.18和1.19。分配比例趋于一致，说明有限元模型的轴荷分配关系基本正确。

其次，挠度验证试验考虑5t外载荷作用下中段车架右纵梁的变形情况。弯曲工况下比较中段车架右纵梁弯曲刚度，通过整理试验数据，得到中段车架右纵梁挠度试验值与计算值对比曲线图，如图2所示。从图2可以看出变形趋势一致。说明本文建立的客车骨架板梁混合有限元模型正确，计算结果可靠。

图2 中段车架右纵梁挠度对比曲线图

2 轻量化方案的确定

2.1 原模型强度分析

2.1.1 弯曲工况

弯曲工况计算主要是针对客车在满载状态下，对车身骨架固定下的结构强度和刚度进行校核，主要模拟客车在良好路面下匀速直线行驶时的应力分布和变形情况。弯曲工况下客车承受的载荷主要是静载荷，满载时的静载荷按前述方法施加。

2.1.2 弯扭工况

弯扭工况也是客车最危险的工况之一，主要模拟客车行驶时，任一个车轮从平坦路面驶上凸起物或进入凹坑，左右车轮接地点出现高度差时，客车承受的非对称垂直载荷。在这种扭转工况下，车辆的动载荷变化很慢，可以近似看作承受静载荷。本文采用右后轮悬空来进行分析。

2.1.3 分析结果

限于篇幅，仅列出弯曲工况应力分布：

（1）前后围及顶盖应力普遍较小，都在10MPa以下。

（2）车架的高应力区主要集中在如下部位：牛腿根部与纵梁连接处最大应力为37MPa，中段纵梁与加强板连接处最大应力为47.4MPa，牛腿1、2、3、4、8、9处应力值为12.9～36.9MPa，中段纵梁与加强板连接处5、6、7的应力值为31.2～47.4MPa，如图3所示。

图3 车架应力分布云图

（3）从左侧围应力分布来看，只有第5和第6侧窗立柱和侧窗纵梁接头处应力值最高，分别为59.5MPa和67.7MPa，其余部位应力都在30MPa以下。

图4 地板骨架应力分布云图

（4）地板骨架应力分布情况如图4所示，高应力区域位于图4中标示的10个接头的位置，即主要分布在地板横梁与座椅固定槽钢连接的接头处，其应力均小于50MPa。

2.2 选择轻量化构件的原则

轻量化构件的选择原则如下：①该部件的质量在整车构件总质量中占有较大的比重；②该部件的改变对整车的刚度影响不大。

选取一些质量较大却不是关键承载体的构件，以其截面参数（厚度、尺寸等）为设计变量，以整车扭转刚度为状态函数，以整车骨架质量为目标函数，进行灵敏度分析，获得目标函数对这些设计变量的灵敏度，即各构件参数变化对整车质量的影响程度，从中选取一些影响程度较大的构件，改变其截面参数，配合其他部位结构的改变，就可以在整车扭转刚度不下降或下降很少的情况下，最大限度地减小整车质量。

根据设定的设计变量和设计响应，在弯曲和扭转工况下进行灵敏度分析，得到了各设计变量的灵敏度系数，限于篇幅，仅列举部分设计变量的灵敏度系数，见表1。表1中，δVOL为体积对设计变量灵敏度系数，δMID－z为车架纵梁中部z向位移对设计变量灵敏度系数，δKt为扭转刚度对设计变量的灵敏度系数。本次优化中，为了兼顾设计变量对弯曲和扭转两种刚度的影响，同样采取“体积／刚度”相对灵敏度的方法，然后根据绝对值大小排列，选择靠前的设计变量。最终选取了84个设计变量。

2.3 轻量化优化方案

基于客车车身骨架可靠性的设计要求，根据强度分析、灵敏度分析及部分构件的拓扑优化结果，结合企业实际实施生产的限制，得到以下轻量化实施方案：

表1 灵敏度分析结果

（1）去掉顶盖纵梁，将顶盖横梁延伸至侧围顶纵梁，侧围立柱延伸至顶纵梁上沿面，将其分割。

（2）末纵梁连接板厚度由8mm改为5mm，其余纵梁连接板厚度由8mm改为6mm，去掉行李舱前部外侧加强板，行李舱处纵梁与立柱加强板厚度由5mm改为4mm。

（3）沿x向移动末纵梁连接板100mm，将该处牛腿变形为直件，以和侧围相连端固定为准，使用车架上的横梁替换地板中倒数第2排座椅前方下横梁，删除连接此两横梁的2个立柱，在新的横梁和中段纵梁之间增加2个小立柱，尺寸为50mm×50mm×3mm，删除连接该处牛腿和地板横梁的斜撑及对称件，重新生成连接牛腿，方向改变，尺寸为50mm×40mm×2mm，将中段纵梁末端使用4mm厚钢板闭合。

（4）调整地板总成零件。

（5）在支座主体及筋板上挖4个孔，厚度由10mm分别减小为8mm、6mm、8mm、5mm；根据拓扑优化的结果改变上部筋板的形状。

（6）下支座连接板挖3个直径为80mm小孔；下支座加强横梁厚度由4mm变为3mm；下支座加强板由5mm改成3mm；上支座横梁上下连接板厚度由10mm减为6mm；上支座横梁加强筋更换位置，厚度由10mm减为6mm。

（7）去掉后悬前后支架上的8个斜撑；侧围的后悬上方处6个斜撑由1.5mm变为2mm；第3牛腿挂板由5mm变为6mm；车架中段上桁架前后加强梁1、2，尺寸由80mm×50mm×3mm变为40mm×40mm×2mm，后端3根横梁3、4、5的尺寸由50mm×30mm×3mm变为50mm×30mm×2mm。

2.4 减重效果

整车骨架的质量由2.940t下降到2.724t，减少216kg，占总重的7.35%，基本达到预期的减重目标。

3 轻量化优化方案的验证

3.1 模态参数的对比

从优化前后结果的对比分析可知，优化前后整车骨架的固有频率基本未变，第四阶频率变化最大为7%，其余频率变化不超过4%，变化较小。由此可见，车身骨架的改变对其模态没有太大的影响。单纯从模态方面来评价，对车身骨架的改进是可取的。

3.2 弯曲挠度的对比

从弯曲变形情况看，由于发动机、变速箱等大质量附件集中在车架后端，且后排五人座椅处地板骨架横向跨距较大，刚度相对较小，因此全车最大挠度变形出现在后排五人座椅处，为5.831mm。结构优化后最大挠度增大到5.979mm，变化不大，两者均小于标准中后置发动机客车的最大变形参考值10mm。

图5为优化前后右侧中段纵梁处弯曲挠度变化曲线，各段车架挠度曲线的过渡较光滑，优化前后曲线吻合较好，可见上述结构的改变对整车弯曲刚度的影响很小。

3.3 扭转刚度的对比

图5 中段右纵梁处弯曲挠度对比

后轮轴毂处约束全部自由度，前悬气囊上支架释放全部自由度，并施加大小为5kN、方向相反的力矩，取车架前后轴间的相对扭转角来计算整车扭转刚度值，如表2所示。优化前整车扭转刚度的计算值为58.4455kN·m／（°），结构优化后刚 度 计 算 值 为 54.7300kN·m／（°），下 降3715.5N·m／（°），相对改变量为6.36%。国内同类型车的刚度水平大都在40kN·m／（°）左右，因此，优化后的整车扭转刚度仍大大高于平均水平，可以满足使用要求。

表2 扭转刚度变化对比

3.4 应力分布对比

3.4.1 弯曲工况

从优化前后弯曲工况应力分布状态可知：

（1）全车的最大应力由优化前的138.2MPa上升到148.6MPa，由于出现较大应力的部位材料大都是WL510，考虑动载系数为2.5，仍能满足强度要求。

（2）整车出现较大应力的部位并没有改变，只是较大应力单元数目及其应力值有所增加。取弯曲工况应力较大的前100个单元，对比优化前后的应力水平，计算差值和变化量的平均值，发现优化前后应力值平均增大5.6%。

3.4.2 扭转工况

从扭转工况应力分布可知，结构改进后较大应力部位略有减少，整车最大应力由266.6MPa下降为259.4MPa（出现在前悬支架与纵梁连接螺栓孔处），取扭转工况应力较大的前400个单元，对比优化前后的应力水平，计算差值和变化量的平均值，发现应力平均下降0.68%。

4 结论

（1）采用薄板单元和梁单元相结合的方法建立客车骨架有限元模型，计算结果准确、可靠。

（2）通过整车骨架在弯曲和弯扭工况下的强度分析，了解该车各个部位强度的分布，再结合灵敏度分析的结果，获知了对整车减重效果明显、对刚度影响不大的构件。

（3）综合应用轻量化技术的研究成果，并结合企业实际，提出了某半承载式客车车身骨架的轻量化优化方案。通过优化前、后整车自由模态、弯曲挠度、扭转刚度及应力分布的结果比对，验证了该轻量化方案的可行性。

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