袁威，吳勝軍，王小藝

（湖北汽車工業(yè)學(xué)院 汽車動(dòng)力傳動(dòng)與電子控制湖北省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖北 十堰442002）

近年來，我國汽車工業(yè)發(fā)展迅速，汽車行業(yè)對(duì)于節(jié)能減排的要求越來越高。車身骨架結(jié)構(gòu)是汽車整車的主要承載部件，骨架質(zhì)量在汽車整備質(zhì)量中的比重占30%～40%，空載條件下，在車身質(zhì)量上的油耗約為整車油耗的70%，車身制造成本占整車制造成本的比重超過50%。統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)表明，當(dāng)車身質(zhì)量減輕1 000 kg，用戶每年就將會(huì)增加10萬元的凈收益［1］。因此，發(fā)展汽車輕量化技術(shù)已經(jīng)成為汽車企業(yè)提高核心競爭力的重要手段，而汽車輕量化目前主要指車身骨架結(jié)構(gòu)的輕量化。隨著混合動(dòng)力客車在城市公交中的應(yīng)用越來越廣泛，減輕混合動(dòng)力客車車身骨架結(jié)構(gòu)質(zhì)量顯得更為重要?；旌蟿?dòng)力客車的動(dòng)力電池組的質(zhì)量過大，使得汽車整車質(zhì)量過大，直接影響混合動(dòng)客車的動(dòng)力性和續(xù)航里程，在動(dòng)力電池技術(shù)輕量化獲得重大突破之前，車身結(jié)構(gòu)輕量化依然是混合動(dòng)力客車輕量化的重要途徑［2］。文中采用Hyperstudy 聯(lián)合Optistruct 的響應(yīng)面優(yōu)化方法對(duì)車身結(jié)構(gòu)進(jìn)行輕量化研究。

1 車身骨架建模及力學(xué)性能分析

1.1 混合動(dòng)力客車車身有限元模型

客車的車身骨架是由不同厚度的方鋼連接組成的復(fù)雜空間結(jié)構(gòu)，整車骨架的剛度、強(qiáng)度等直接關(guān)系到客車的使用年限以及乘客的人身安全。該混合動(dòng)力客車的車型是在傳統(tǒng)的車型基礎(chǔ)上通過添加混合動(dòng)力系統(tǒng)，進(jìn)行改造而成。

利用Catia 軟件完成車身骨架CAD 模型的創(chuàng)建，使用Hyperworks 軟件對(duì)模型進(jìn)行抽取中面、幾何清理、網(wǎng)格劃分、部件連接、單元質(zhì)量的檢查等工作。為了節(jié)約之后的計(jì)算時(shí)間，提高效率，需要對(duì)模型適當(dāng)簡化并選取合適尺寸的單元格。該車有限元模型如圖1所示。

圖1 混合動(dòng)力客車車身骨架有限元模型

車身骨架所用材料有2 種，其中車身的上骨架、側(cè)圍以及頂部骨架的部分材料為Q235，車身的底骨架部分材料為16Mn。材料的詳細(xì)力學(xué)性能參數(shù)如表1所示。

表1 客車車身骨架材料特性

1.2 混合動(dòng)力客車車身骨架靜態(tài)性能分析

在行駛過程中車身的結(jié)構(gòu)會(huì)因?yàn)楦鞣N振源的激勵(lì)而產(chǎn)生振動(dòng)，當(dāng)振動(dòng)的頻率與車身的整體或者局部固有頻率相近時(shí)，會(huì)產(chǎn)生共振現(xiàn)象。當(dāng)車輛在行駛中產(chǎn)生了共振，車輛就會(huì)產(chǎn)生劇烈的振動(dòng)和噪聲，甚至造成結(jié)構(gòu)破壞。因此，為了避免產(chǎn)生共振，對(duì)該客車車身骨架進(jìn)行模態(tài)分析是十分必要的。表2為車身骨架自由狀態(tài)下的，前六階固有頻率。

對(duì)于客車而言，路面激勵(lì)一般取決于路面的條件，目前一般高速公路和城市路面的路面激勵(lì)大多為1～3 Hz，由表2 可知，客車骨架的6 種模態(tài)相對(duì)于3 Hz 都高出許多，不會(huì)與路面激勵(lì)產(chǎn)生共振。在客車運(yùn)行過程中，極限扭轉(zhuǎn)工況、緊急制動(dòng)工況、水平彎曲工況和緊急轉(zhuǎn)彎工況是最危險(xiǎn)的工況。只要這4種工況都滿足應(yīng)力要求，則客車骨架符合安全要求。因此，對(duì)這4 種工況進(jìn)行分析，各工況下車身骨架等效應(yīng)力云圖如圖2所示。

表2 車身骨架前六階模態(tài)

1）水平彎曲工況 設(shè)置約束為左前輪XYZ自由度，右前輪XZ自由度，左后輪YZ自由度，右后輪Z自由度。經(jīng)過計(jì)算，得到圖2a所示車身骨架在水平彎曲工況下的應(yīng)力云圖。從圖中可以看出，在此工況下客車車身大部分的結(jié)構(gòu)應(yīng)力都比較小，車身骨架最大應(yīng)力是127 MPa，位于地板與車身底部骨架相接處，由水箱與乘客的載荷引起。

2）極限扭轉(zhuǎn)工況 設(shè)置約束為左前輪YZ自由度，左后輪XYZ自由度，右后輪XZ自由度。經(jīng)過計(jì)算，得到圖2b 所示車身骨架在極限扭轉(zhuǎn)工況下的應(yīng)力云圖。從圖中可以看出，該工況下，由于右前輪懸空車身骨架底部應(yīng)力較大，最大應(yīng)力集中在車身底部骨架前半部分，左側(cè)橫梁與縱梁的連接處，最大應(yīng)力為210.6 MPa。

圖2 各工況下車身骨架等效應(yīng)力云圖

3）緊急制動(dòng)工況 設(shè)置約束為左前輪XYZ自由度，右前輪XZ自由度，左后輪YZ自由度，右后輪Z自由度。參照國標(biāo)GB7258-2012中的規(guī)定，給客車車身骨架施加1 個(gè)縱向的0.8 g 減速度來模擬緊急制動(dòng)工況。經(jīng)過計(jì)算，得到圖2c 所示車身骨架在緊急制動(dòng)工況下的應(yīng)力云圖。從圖中可以看出，應(yīng)力最大位置位于車身底部骨架右后部橫梁與縱梁結(jié)合處，應(yīng)力最大值為132.9 MPa，這是由于發(fā)動(dòng)機(jī)后置與乘客的載荷集中。

4）緊急轉(zhuǎn)彎工況 設(shè)置約束為左前輪XYZ自由度，右前輪XZ自由度，左后輪YZ自由度，右后輪Z自由度?？蛙囋谙蛴壹鞭D(zhuǎn)彎時(shí)，車身骨架除了需要承受靜態(tài)載荷以及乘客等載荷以外，還會(huì)受到由于自身重力引起的慣性力作用，即縱向慣性力。因此，需要在車身骨架上另外施加橫向0.4g 的加速度來模擬此工況。得到圖2d所示車身骨架在緊急轉(zhuǎn)彎工況下的應(yīng)力云圖。在此工況下，應(yīng)力多集中于車身后橋附近，最大應(yīng)力位于客車車身骨架左后側(cè)位置的上下縱梁連接件上，應(yīng)力值為159.1MPa。

2 基于Hyperstudy車身骨架輕量化

客車車身的骨架結(jié)構(gòu)復(fù)雜、桿件眾多。將客車車身功能相似的部件以及對(duì)稱部件重新劃分為同1組，以此來減少變量，進(jìn)而縮減優(yōu)化計(jì)算時(shí)間。

混合動(dòng)力客車車身骨架結(jié)構(gòu)如圖3 所示。車身側(cè)圍骨架如圖3a～3b 所示，從圖中可以看出，左右側(cè)圍的結(jié)構(gòu)具有對(duì)稱性。將客車車身左右側(cè)圍作用相同、相同規(guī)格及具有對(duì)稱性的構(gòu)件作為1個(gè)變量，最終重新劃分為21個(gè)變量。從圖3c～3d中可以看出，該混合動(dòng)力客車車身頂蓋骨架與車底骨架具有對(duì)稱性，將具有對(duì)稱性以及功能的構(gòu)件相同的重新作為1個(gè)變量來處理，客車車身頂蓋骨架重新分為7個(gè)變量，車底骨架重新分為34個(gè)變量。

由靜力分析可知，極限扭轉(zhuǎn)工況是最危險(xiǎn)的工況。因此，將以車身結(jié)構(gòu)質(zhì)量最小值作為優(yōu)化目標(biāo)，將客車車身在極限扭轉(zhuǎn)工況下的最大應(yīng)力作為約束條件，將靈敏度中分析出的優(yōu)化變量作為設(shè)計(jì)變量，為了使優(yōu)化結(jié)果合理化，優(yōu)化變量的變化范圍設(shè)為2mm。

圖3 客車車身骨架結(jié)構(gòu)

計(jì)算出單個(gè)變量的截面厚度對(duì)車身骨架質(zhì)量靈敏度S1，截面厚度對(duì)極限扭轉(zhuǎn)應(yīng)力靈敏度S2，計(jì)算出S2/S1。S2/S1值越大，則說明此變量的截面厚度對(duì)扭轉(zhuǎn)應(yīng)力影響越大。S2/S1值越小，則說明變量的截面厚度對(duì)于質(zhì)量的影響較大，在減小截面厚度時(shí)對(duì)扭轉(zhuǎn)應(yīng)力影響較小。

如表3 所示，最終選取S2/S1值小于150 的變量為最終優(yōu)化變量。選取變量為1～3、5、6、9～13、15～32、35～37、39、40、42～44、46～58、62，優(yōu)化變量個(gè)數(shù)由原來62 個(gè)減少為51 個(gè)，有效達(dá)到了提高計(jì)算效率的目的。通過Hyperstudy 聯(lián)合Optistruct 對(duì)多目標(biāo)進(jìn)行尺寸優(yōu)化后，最終得到的結(jié)果不一定符合厚度標(biāo)準(zhǔn)。因此，還需要對(duì)優(yōu)化后的結(jié)果進(jìn)行圓整化處理，使其能夠符合實(shí)際的要求。對(duì)各變量厚度進(jìn)行圓整后所得到的結(jié)果如表4 所示。通過對(duì)客車車身骨架進(jìn)行優(yōu)化計(jì)算，并且對(duì)優(yōu)化結(jié)果進(jìn)行圓整化處理，最終得到優(yōu)化結(jié)果。經(jīng)過優(yōu)化，客車車身骨架質(zhì)量由原來的2409kg降低至2000kg，車身質(zhì)量減輕409kg，約占總質(zhì)量的16%。

將優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)模型進(jìn)行扭轉(zhuǎn)、彎曲、制動(dòng)、轉(zhuǎn)彎4 種工況靜力分析，與原模型數(shù)據(jù)作對(duì)比，得到的結(jié)果如表5所示。從表5可以看出，優(yōu)化后模型應(yīng)力最大的位置與優(yōu)化前一致，該位置所用材料為Q235，屈服極限為235MPa，優(yōu)化后的扭轉(zhuǎn)極限為231MPa，低于材料的屈服極限，滿足設(shè)計(jì)要求。

表3 各變量S2/S1分析結(jié)果

表4 各變量優(yōu)化前后厚度及圓整結(jié)果

表5 優(yōu)化前后靜力分析結(jié)果對(duì)比 MPa

3 結(jié)論

1）通過將客車車身功能相似的部件以及對(duì)稱部件重新分組，變量個(gè)數(shù)由原來62個(gè)減少為51個(gè)，有效提高了計(jì)算效率。2）經(jīng)過優(yōu)化，骨架質(zhì)量減輕了409 kg，約占總質(zhì)量的16%。3）優(yōu)化后的車身骨架相對(duì)于原車身，4 個(gè)工況的應(yīng)力都稍有增大，但在骨架所用材料應(yīng)力許可范圍之內(nèi)。優(yōu)化后的混合動(dòng)力客車車身骨架強(qiáng)度性能滿足要求。