重型商用车驾驶室轻量化设计探讨

刘令 浅析应急通信车集成 殷永臣

摘 要：为降低重型商用车油耗，近年来业界开展了大量理论研究和实践探索，驾驶室轻量化设计也因此成为业界关注焦点。基于此，本文将简单介绍重型商用车驾驶室轻量化设计思路，并深入探讨重型商用车驾驶室轻量化设计路径，希望研究内容能够为相关业内人士带来一定启发。

关键词：重型商用车;驾驶室;轻量化设计

1 前言

近年来我国重型商用车销量不断上升，进入稳固增长的发展状态。但结合实际调研可以发现，重型商用车较长的年行驶里程、偏高的百公里油耗，使得其油耗远高于普通车辆。为尽可能降低重型商用车油耗，正是本文围绕重型商用车驾驶室轻量化设计开展具体研究的原因所在。

2 重型商用车驾驶室轻量化设计思路

在本文开展的重型商用车驾驶室轻量化设计中，为分析商用车驾驶室，研究采用有限元方法，采用最优拉丁超立方设计方法，采用克里格方法建立近似模型，为满足重型商用车驾驶室轻量化设计需要，还针对性采用了多目标优化算法，同时还应用了计算机辅助优化平台Isight。具体设计需首先建立驾驶室白车身有限元模型，通过驾驶室白车身模态分析，分析和评价驾驶室白车身刚度，分析和验证驾驶室被动安全性，并最终分析驾驶室结构灵敏度和贡献度，即可为具体的轻量化设计实现提供依据。在驾驶室白车身有限元模型的建立过程中，需针对性简化模型，配合网格划分、输入材料属性、处理焊点和螺栓，即可为轻量化设计奠定基础[1]。

驾驶室白车身模态分析需围绕弯曲刚度和扭转刚度展开，常采用80kg的驾驶员和座椅自重与动载系数的乘积作为载荷大小，以此通过计算得出应力云图和位移云图，并从弯曲刚度、扭转刚度、弯曲应力、扭转应力、弯曲挠度曲线光滑程度、扭转挠度曲线光滑程度、窗口及门洞对角线变化量方面开展深入分析，以此确定驾驶室弯曲刚度和扭转强度满足要求;分析和验证驾驶室被动安全性需结合ECE R29法规，以此针对性建立驾驶室被动安全性分析有限元模型，由此开展验证，通过正面摆锤撞击、正面A柱撞击、顶盖强度分析，即可为重型商用车驾驶室轻量化设计实现提供依据;分析驾驶室结构灵敏度和贡献度需围绕4个材料变量和18个厚度变量展开，材料变量包括地板纵梁（二）、右侧A立柱内板、右侧前下部加强板、右车门框外板，厚度变量则主要包括顶盖前横梁、前围纵梁、前围内板、顶盖前横梁、后围上外板等[2]。

3 重型商用车驾驶室轻量化设计路径

为实现重型商用车驾驶室轻量化设计，需首先改进驾驶室结构，因此本节研究的设计变量选择上文提及的4个材料变量和18个厚度变量，约束和响应选择驾驶室的模态、刚度、被动安全性性能，以此开展针对性的多目标优化，配合针对性建立的近似模型，即可有效降低计算成本，更好实现重型商用车驾驶室轻量化设计。

3.1 驾驶室改进设计

结合上文研究可以发现，主要的变形区域为A柱（基于正面A柱撞击确定），为保证乘员的生存空间，必须针对性加强其抗弯刚度，结合后续的贡献度分析可以发现，对于驾驶员生存空间来说，A柱外板的材料变量和厚度变量贡献度很大，为提高驾驶室的被动安全性，必须针对性改进A柱結构。为合理采用A柱结构改进方法，本文围绕在A柱结构内添加加强版、添加增强胶、两种改进结合共三种方法进行了针对性对比，采用0.5g/mm3密度的高强度增强泡沫作为增强胶材料。通过对比可以发现，加强板和增强胶结合的方法可最为有效的减小A柱变形，可实现41.7mm的变形量。对比有肋的加强板和增强胶、有肋的加强板、无肋的加强板、A柱增强胶四种结构改进方式可以发现，四种方式对应的质量分别为4.48kg、0.8kg、0.71kg、3.68kg，对应的A柱变形量（原数据为360.00mm）分别为318.26mm、338.72mm、348.79mm、329.57mm，对应的仪表板与假人腿部相对位移（原数据为105.8mm）分别为98.97mm、98.76mm、102.56mm、99.87mm，对应的转向盘与假人胸部相对位移（原数据为116.31mm）分别为112.38mm、109.12mm、112.92mm、112.40mm。深入分析可以发现，在增加质量较少的情况下，带有加强肋的加强板结构在安全性能方面的表现较为出色，因此最终方案选择有肋的加强板改进方式，更好满足驾驶员的生存空间[3]。

3.2 试验设计

线性工况的模态、扭转刚度、弯曲刚度采用80个采样点，配合最优拉丁超立方采样方法开展试验设计，采用驾驶室质量、一阶扭转固有频率、驾驶室扭转刚度与弯曲刚度作为提取的响应;非线性程度较高的正面A柱撞击与正面摆锤撞击工况采用150个采样点，采样方法相同，提取的响应包括沿x方向假人腿部距仪表板的最短距离（正面A柱撞击）、沿x方向假人腹部距转向盘的最短距离（正面A柱撞击）、沿x方向假人腹部距转向盘的最短距离（正面摆锤撞击工况）。

3.3 近似模型建设

近似模型建设需满足精度要求，为满足这一要求，需针对性对比常用模型的精度，因此研究采用二阶响应面阶数作为线性指标（质量、模态、刚度）的近似模型，采用额外点验证与交叉验证方法可以确定，二者的质量均为1，弯曲刚度分别为0.99831与0.99959，扭曲刚度分别为0.99412与0.99878，一阶固有频率分别为0.99836与0.99958，由于决定系数R2均在0.99以上，因此该模式可满足后续的多目标优化设计需要;对于非线性工况（正面A柱撞击、正面摆锤撞击），结合多种模型的对比，最终选择了克里格模型作为近似模型，这是由于该模型能够较好反映驾驶室被动安全性响应。深入分析可以发现，克里格模型交叉验证与额外采点验证求得的沿x方向假人腹部距转向盘的最短距离分别为0.5593mm与0.6232mm，沿x方向假人腹部距转向盘的最短距离分别为0.5973mm与0.66575mm，沿x方向假人腿部距仪表板的最短距离分别为0.67286mm与0.77126mm。

3.4 多目标优化

结合近似模型，即可开展针对性的多目标优化，具体优化采用的数学模型为：

式中的f、Kt、Kb、m分别为一阶扭转固有频率、驾驶室扭转刚度、驾驶室弯曲刚度、驾驶室质量、dA为正面摆锤撞击指标，dB1与dB2均为正面A柱撞击指标。建立图1所示的多目标优化流程，采用NSGA-Ⅱ优化算法，设置200的进化代数、80的种群规模、0.9的交叉概率，迭代计算次数选择16000次，即可最终得到Pareto解集（多目标优化）。

结合优化，可最终得出设计变量的优化结果与响应的优化结果，设计变量的初始值、优化值、修正值以及近似模型优化值与实际优化值均可由此确定。近似模型优化值与实际优化值的m均为352.85kg，前者的f、Kt、Kb分别为18.62、23933、2660.61，后者分别为18.60、23950、2653，近似模型优化值中的dA、dB1、dB2分别为18.19、24.11、5.13，实际优化值的对应数值则分别为15.99、23.307、4.17。

3.5 性能对比

结合优化得出的数据进行对比可以发现，重型商用车驾驶室在优化后实现了中部地板、A柱内板等部件的厚度减小，同时纵梁和左地板的厚度有所增加，且地板纵梁、前下部加强板、车门外板的材料有所改变，采用DP500材料作为前下部加強板与车门外板的材料，由此正面A柱撞击与正面摆锤撞击下驾驶室的被动安全性大幅提升。通过轻量化设计，最终实现了7.87%的驾驶室质量降低，扭转刚度同时出现了6.64%的下降，但驾驶室的整体安全性仍满足规范标准要求，显著的轻量化效果由此得到证实，设计因此具备较高借鉴价值。

4 结论

综上所述，重型商用车驾驶室轻量化设计需关注多方面因素影响。在此基础上，本文涉及的驾驶室改进设计、试验设计、近似模型建设、多目标优化等内容，则提供了可行性较高的轻量化设计路径。为更好满足设计需要，基于驾驶室样件的深入试验研究开展必须得到重视。

参考文献：

[1]鲍伟东，王晓龙，苗永.基于HyperWorks有限元分析的某重型商用车车架轻量化纵梁结构及性能研究[J].汽车实用技术，2018（18）：54-56+70.

[2]丁炜琦，郑小艳，苏武.基于非线性分析软件的某重型商用车桥鼓式制动器轻量化设计[J].汽车实用技术，2018，44（11）：99-101.

[3]余浪，代诗环，王乐勇.重型商用车驾驶室轻量化技术应用[J].汽车科技，2017（02）：103-108.