張慧玲，吳勝軍

（湖北汽車工業(yè)學(xué)院汽車工程學(xué)院，湖北十堰 442002）

客車總質(zhì)量的30%～40%來自于客車骨架，對(duì)車架進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)，提升減重效果，在節(jié)能環(huán)保方面有著重要的研究意義。相較于尺寸優(yōu)化和形貌優(yōu)化，拓?fù)鋬?yōu)化具有效益高，周期短等優(yōu)勢(shì)，其廣闊的前景引起了大量研究者們的重視。針對(duì)線性靜態(tài)拓?fù)鋬?yōu)化，王登峰等學(xué)者將拓?fù)鋬?yōu)化與多目標(biāo)優(yōu)化相結(jié)合，對(duì)客車骨架進(jìn)行了輕量化設(shè)計(jì)［1］；孫斌等根據(jù)不同工況下結(jié)果差異較大的現(xiàn)象，對(duì)典型工況進(jìn)行了基于線性加權(quán)的拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)［2］；基于線性加權(quán)的設(shè)計(jì)方法，趙東偉等人采用了變密度法對(duì)城市客車進(jìn)行了結(jié)構(gòu)拓?fù)鋬?yōu)化的輕量化設(shè)計(jì)［3］。對(duì)于非線性動(dòng)力學(xué)碰撞工況下的拓?fù)鋬?yōu)化，韓明軒等人在多載荷工況的基礎(chǔ)上，考慮了碰撞工況，通過設(shè)置最佳權(quán)重比，對(duì)各工況進(jìn)行了基于加權(quán)比的拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)，并對(duì)結(jié)果進(jìn)行校核，取得了較為顯著的輕量化成果［4］。國(guó)外不少學(xué)者在拓?fù)鋬?yōu)化的基礎(chǔ)上，將碰撞等非線性動(dòng)力學(xué)響應(yīng)等效為靜態(tài)的線性載荷工況，進(jìn)一步提高客車的碰撞性能，但此類方法多用于優(yōu)化乘用車骨架，目前對(duì)于客車骨架還不具有普適性［5］。文中以東風(fēng)某混合動(dòng)力客車骨架為研究對(duì)象，進(jìn)行了靜力分析和模態(tài)分析，基于拓?fù)鋬?yōu)化方法，對(duì)該客車骨架進(jìn)行輕量化研究。

1 車身骨架有限元分析

1.1 有限元模型

文中研究的客車骨架為半承載式車架［7］。將三維建模軟件導(dǎo)出的stp.格式文件利用HyperMesh進(jìn)行幾何處理并劃分網(wǎng)格。創(chuàng)建的車身骨架總質(zhì)量為2192 kg，客車骨架有限元模型包含49 3706個(gè)殼單元和503 776個(gè)節(jié)點(diǎn)。車頂和側(cè)圍骨架材料均選用Q235鋼，車底骨架承載力較大，因此選用剛度更大的Q345 鋼。參考機(jī)械工程材料手冊(cè)［8］，Q235鋼與Q345鋼的力學(xué)屬性如表1所示。

表1 材料性能參數(shù)

在對(duì)客車骨架進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)的過程中，必須要滿足車身強(qiáng)度、剛度和振動(dòng)特性等要求。由于客車在工作時(shí)會(huì)遇到多種工況，其中最具代表性的工況有彎曲、轉(zhuǎn)彎、緊急制動(dòng)和極限扭。為了提高計(jì)算效率，對(duì)車身骨架模型進(jìn)行簡(jiǎn)化，設(shè)定汽車輪胎安裝位置為位移約束點(diǎn)，并將門窗玻璃、電池組、乘客、空調(diào)等部件的質(zhì)量盡可能地按照實(shí)際情況添加到車架的具體位置。

1.2 典型工況靜態(tài)分析

1）水平彎曲工況 通過對(duì)車身骨架施加荷載，并對(duì)4 個(gè)車輪連接處施加位移約束來模擬車體本身的運(yùn)動(dòng)情況。主要是約束左前車輪Z向自由度，左后車輪X、Y方向上的自由度，右前車輪Y、Z方向上的自由度，右后車輪X、Y、Z方向上的自由度。分析可知，最大應(yīng)力出現(xiàn)在車底骨架與支撐件連接處，為186.5 MPa，滿足材料Q345的屈服強(qiáng)度，最大變形量為4.757 mm，發(fā)生在車底骨架附件安裝處。

2）緊急制動(dòng)工況 該工況模擬的是客車在行駛過程中緊急剎車的工況。由于車身制動(dòng)時(shí)有慣性力的作用，根據(jù)GB7258—2012 規(guī)定，需在縱向施加0.8g（g取9.8 m·s?2）的加速度。在約束處理上，約束左后車輪X、Z方向上的位移，其他位置的約束條件同水平彎曲工況。分析可知，最大應(yīng)力出現(xiàn)在車底骨架與支架的連接處，為197.5 MPa，滿足材料Q345的屈服強(qiáng)度，最大變形量為6.323 mm，發(fā)生在客車后端的云臺(tái)處。

3）緊急轉(zhuǎn)彎工況 該工況模擬的是客車在行駛時(shí)突然急轉(zhuǎn)彎的情況，此時(shí)往往還伴隨著制動(dòng)工況，因此車身骨架除了受水平彎曲工況下的載荷外，還受到了由慣性作用產(chǎn)生的縱向慣性載荷和由離心作用產(chǎn)生的橫向慣性載荷。按照相關(guān)規(guī)定，處理載荷時(shí)，還需施加1個(gè)大小為0.3g（g取9.8 m·s?2）的橫向加速度和0.3g的縱向加速度，其他約束條件不變。分析可知，最大應(yīng)力出現(xiàn)在車底骨架后端與支架的連接處，為184.3 MPa，滿足材料Q345 的屈服強(qiáng)度。最大變形量為5.917 mm，發(fā)生在車底骨架縱梁支撐板邊緣位置。

4）極限扭轉(zhuǎn)工況 該工況模擬的是客車低速通過不平整路面時(shí)，某個(gè)車輪突然懸空的情況，此時(shí)車體受到較大的扭轉(zhuǎn)作用，車身容易失穩(wěn)。假設(shè)左前車輪處于懸空狀態(tài)，不對(duì)其設(shè)置任何約束，約束左后車輪X、Z方向上的位移，右前車輪與右后車輪方向上的自由度處理辦法同水平彎曲工況。圖1為極限扭轉(zhuǎn)工況下車身骨架的應(yīng)力和應(yīng)變?cè)茍D。由圖1可知，最大應(yīng)力出現(xiàn)在車底骨架前端與附件的連接處，為180.4 MPa，滿足材料Q345 的屈服強(qiáng)度，最大變形量為7.499 mm，發(fā)生在客車右側(cè)圍骨架前端處。

圖1 極限扭轉(zhuǎn)工況下的應(yīng)變及應(yīng)力云圖

1.3 車身骨架的模態(tài)分析

當(dāng)客車行駛在不平整的道路上時(shí)，因受到路面激勵(lì)而產(chǎn)生強(qiáng)烈振動(dòng)，同時(shí)電機(jī)工作時(shí)也會(huì)產(chǎn)生激勵(lì)。為盡可能地防止車身骨架與路面或電機(jī)發(fā)生共振現(xiàn)象，最有效的辦法就是讓骨架的固有頻率與路面激勵(lì)和電機(jī)激勵(lì)保持一定的距離，從而避免產(chǎn)生共振對(duì)車身造成傷害。對(duì)車身骨架進(jìn)行模態(tài)分析，車身骨架前6階固有頻率見表2。由表2可知，車身骨架的前6階固有頻率在9.178～20.855 Hz，避免了與電動(dòng)機(jī)和路面的激勵(lì)頻率產(chǎn)生共振現(xiàn)象。

表2 車身骨架的前6階頻率

2 車身骨架的拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)

拓?fù)鋬?yōu)化通過找到合理的載荷傳遞或擴(kuò)散的路徑，從而實(shí)現(xiàn)結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)。在對(duì)客車骨架性能進(jìn)行評(píng)價(jià)時(shí)，將骨架的剛度作為優(yōu)化目標(biāo)，將設(shè)計(jì)區(qū)域各單元相對(duì)密度作為設(shè)計(jì)變量，對(duì)優(yōu)化后保留的體積與原設(shè)計(jì)區(qū)域總體積之比進(jìn)行約束。得到拓?fù)鋬?yōu)化數(shù)學(xué)模型為

式中：Xi為設(shè)計(jì)變量；C為結(jié)構(gòu)柔度矩陣；F為載荷矢量；U為位移矢量；k為保留域的體積百分比；V1為優(yōu)化后保留材料的總體積；V0為設(shè)計(jì)區(qū)域的總體積；K為剛度矩陣。

1）車底骨架 文中研究的是半承載式客車，其車底骨架結(jié)構(gòu)由多種不等斷面的矩形方鋼管材焊接而成，力的傳遞和擴(kuò)散路線復(fù)雜。座椅、發(fā)動(dòng)機(jī)、電池等部件必須安裝在車底骨架上，因此車底骨架中有許多結(jié)構(gòu)不能大量更改。車底縱梁是整車的主要承載部件，不作為拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)區(qū)域。為了使載荷工況更加貼合設(shè)計(jì)需求，預(yù)留出載荷施加的位置作為非設(shè)計(jì)區(qū)域單元。對(duì)設(shè)計(jì)區(qū)域進(jìn)行優(yōu)化時(shí)，以靜柔度響應(yīng)和體積分?jǐn)?shù)響應(yīng)作為約束條件，保證體積分?jǐn)?shù)不大于30%的條件下，客車骨架結(jié)構(gòu)的總?cè)岫冗_(dá)到最小。通過4 種工況的靜態(tài)分析結(jié)果可知，客車在行駛當(dāng)中遇到最危險(xiǎn)的工況為極限扭轉(zhuǎn)工況，此時(shí)的車身骨架應(yīng)力和應(yīng)變都達(dá)到最大，因此文中將基于極限扭轉(zhuǎn)工況，利用OptiS?truct求解器進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化分析，計(jì)算結(jié)果如圖2所示。圖2 中區(qū)域A為優(yōu)化設(shè)計(jì)后仍需要保留的結(jié)構(gòu)區(qū)域，其他為優(yōu)化設(shè)計(jì)后可以少用材料或不用材料的區(qū)域。對(duì)優(yōu)化的結(jié)果進(jìn)行深入分析，結(jié)合客車骨架的具體設(shè)計(jì)要求重新規(guī)劃和布置各個(gè)桿件的位置。根據(jù)多次迭代計(jì)算的結(jié)果，對(duì)部分受力不明顯的桿件進(jìn)行了重新布置，車底骨架優(yōu)化前后示意圖如圖3 所示。將車底骨架前端的支撐橫梁平移至與地板梁重合，中部區(qū)域的桿件與優(yōu)化結(jié)果分布較為一致，因此僅刪除了1 根橫梁，使車底骨架變成對(duì)稱結(jié)構(gòu)。車底骨架后端受力比較復(fù)雜，為避免破壞客車骨架的封閉環(huán)結(jié)構(gòu)，不做太大的改動(dòng)，去掉了1 根過盈支撐的橫梁。在確定了車底骨架的外伸橫梁位置之后，需要對(duì)每排橫梁內(nèi)部支撐桿件進(jìn)行設(shè)計(jì)。以同樣方法建立車底外伸梁拓?fù)鋬?yōu)化的概念模型，利用OptiStruct 求解器對(duì)車底骨架的外伸梁模型進(jìn)行分析計(jì)算，力的傳遞路徑如圖4a所示。根據(jù)車底外伸梁的分析結(jié)果，提取出材料的最佳分布位置，結(jié)合車底外伸梁的設(shè)計(jì)要求，對(duì)車底骨架各桿件進(jìn)行重新規(guī)劃，結(jié)果如圖4b所示。

圖2 車底骨架拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果

圖3 車底骨架優(yōu)化前后示意圖

圖4 車底外伸梁拓?fù)鋬?yōu)化

2）車頂骨架 由于客車頂蓋骨架在設(shè)計(jì)時(shí)，要求在頂部設(shè)置2個(gè)逃生窗口，因此在建立頂蓋骨架的拓?fù)鋬?yōu)化模型時(shí)，首先要將該部分區(qū)域空出來，賦予非設(shè)計(jì)區(qū)域?qū)傩?，再?duì)剩余區(qū)域進(jìn)行定義和分析計(jì)算。采用前文相同的分析方法，得到的車頂載荷分布如圖5a所示。文中研究的客車骨架是由頂蓋橫梁貫穿到側(cè)窗立柱，再連接地板橫梁。為了使力的傳遞具有連續(xù)性，布置桿件時(shí)盡可能采用封閉環(huán)結(jié)構(gòu)，根據(jù)橫梁優(yōu)先布置原則，重新布置后的車頂骨架如圖5b所示。

圖5 車頂骨架載荷分布及優(yōu)化后結(jié)構(gòu)

3）左右側(cè)圍骨架拓?fù)鋬?yōu)化 客車的側(cè)圍骨架主要由側(cè)窗立柱和側(cè)艙立柱組成，根據(jù)封閉環(huán)結(jié)構(gòu)的原理，將側(cè)窗立柱與頂蓋橫梁直接相通，并將側(cè)窗立柱直通腰梁，僅對(duì)腰梁下方的側(cè)艙骨架進(jìn)行優(yōu)化。在定義拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)區(qū)域時(shí)，提前預(yù)留出車門和側(cè)窗的區(qū)域。采用同樣的分析方法，得到側(cè)圍骨架載荷分布結(jié)果如圖6 所示。頂蓋橫梁與側(cè)窗立柱對(duì)接容易實(shí)現(xiàn)，但側(cè)窗立柱與側(cè)艙立柱間很難做到相互貫通，因此在布置側(cè)艙立柱時(shí)要盡可能地分布均勻，由于側(cè)窗立柱對(duì)承載力的貢獻(xiàn)值較少，因此重新規(guī)劃的客車側(cè)圍骨架只做了局部刪除。側(cè)圍骨架拓?fù)鋬?yōu)化后的結(jié)果如圖7所示。

圖6 側(cè)圍骨架載荷分布

圖7 側(cè)圍骨架拓?fù)鋬?yōu)化后結(jié)構(gòu)

3 輕量化前后車身骨架性能對(duì)比

1）靜態(tài)性能 為了驗(yàn)證優(yōu)化后車身骨架的強(qiáng)度和剛度架是否滿足要求，采用同樣的分析方法、同樣的約束和載荷施加條件，對(duì)客車骨架進(jìn)行4種典型工況的靜力和模態(tài)分析，并對(duì)比優(yōu)化前后的性能，結(jié)果如表3 所示。從表3 中可以看出，改進(jìn)后車身骨架的變形量有微小變化，4種工況所對(duì)應(yīng)的應(yīng)力最大值都有小幅度的增加，但仍在材料屈服極限內(nèi)，滿足車身剛度和強(qiáng)度的要求。

表3 優(yōu)化前后車身骨架剛度和強(qiáng)度分析

2）低階模態(tài)分析 優(yōu)化后骨架前6 階頻率如表4所示，與表2進(jìn)行對(duì)比可知，優(yōu)化前后客車骨架的前6階頻率都相差無(wú)幾。因此，優(yōu)化后的車身骨架有效地避開了發(fā)動(dòng)機(jī)共振頻率和路面激勵(lì)，符合設(shè)計(jì)方案要求。

表4 優(yōu)化后車身骨架前6階模態(tài)頻率

3）碰撞分析 為了能更好地說明客車的安全性，結(jié)合碰撞仿真分析，對(duì)優(yōu)化后的車身骨架進(jìn)行了驗(yàn)證，為了防止仿真結(jié)果無(wú)效，規(guī)定碰撞中沙漏能必須控制在總能量的5%以內(nèi)。正面碰撞過程中各能量的變化曲線如圖8 所示，可以明顯看出，整個(gè)碰撞過程發(fā)生在0～0.12 s，碰撞過程中總能量曲線基本保持不變，各能量曲線較為平滑，沒有出現(xiàn)激增或驟減現(xiàn)象，說明在碰撞過程中總能量是守恒的。通過計(jì)算得出0.08 s時(shí)內(nèi)能、動(dòng)能和沙漏能分別占95.73%、2.8%和1.47%，碰撞中大部分的系統(tǒng)動(dòng)能都轉(zhuǎn)換成了內(nèi)能，且沙漏能不超過總能量的5%。由此可見，整個(gè)碰撞仿真過程，骨架的安全性能較好。根據(jù)NHTSA 規(guī)定的假人傷害評(píng)價(jià)指標(biāo)，假人頭部持續(xù)3 ms以上的加速度峰值應(yīng)小于80g。文中通過選取駕駛員處座椅中心位置的加速度，來間接分析駕駛員的頭部加速度，加速度曲線如圖9所示。從圖9可以看出，駕駛員處的加速度峰值接近55g，在允許傷害指標(biāo)范圍之內(nèi)，且在實(shí)際碰撞過程中測(cè)得的人體頭部的加速度小于座椅中心的加速度，因此可以推斷駕駛員頭部的加速度也是滿足要求的。

圖8 正面碰撞過程中能量變化曲線

圖9 駕駛員處的加速度曲線

4 結(jié)論

對(duì)客車車身骨架進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)以及模型重構(gòu)。優(yōu)化后的客車車身骨架結(jié)構(gòu)在滿足車身強(qiáng)度要求、車身剛度要求以及正面碰撞安全的條件下，有效地保證了車輛的安全性，進(jìn)一步提高了車身骨架結(jié)構(gòu)的輕量化。