大型客車門窗口變形分析與優化＊

高云凱 田林靂 汪 翼 徐宸原

（1.同濟大學；2.山東大學）

1 前言

車身開口變形過大會影響車身密封性，導致漏水等現象，嚴重時可能出現擋風玻璃扭碎或車門卡死等現象，所以在進行車身結構設計時要滿足實際使用工況對車身開口變形量的要求。

本文利用MSC.Nastran軟件求解得到了某大型客車的結構性能參數，發現其門窗對角線變形量偏大，扭轉剛度偏小，有必要進行結構優化設計?；陟`敏度分析篩選出部分梁截面尺寸作為優化設計變量，約束門窗對角線變形量和單元應力，以輕量化為目標，采用MSC.Nastran優化模塊對門窗口變形進行了優化，根據優化結果修改結構并進行了驗證。

2 有限元分析

2.1 有限元模型

客車車身有限元建模時，車身骨架采用梁單元模擬，而車身骨架間焊接板件、車身加強板及地板擱柵等板件采用板殼單元模擬，異形鋼管之間的焊接用RBE2模擬。

有限元模型采用基本單元尺寸為50 mm的BAR單元，骨架間焊接板離散化時采用基本單元尺寸為50 mm的SHELL單元，材料都為鋼，密度為7.85×10－9mm3/t，彈性模量為 210 GPa，泊松比為 0.3。模型中的節點總數、單元總數和RBE2單元數分別為19441、21451和2787。用于模態分析的車身骨架梁單元模型如圖1所示。

2.2 模態分析結果

在空載模型基礎上，不加任何約束與載荷，用Block Lanczos方法分析車身骨架梁模型的自由－自由模態。用Nastran軟件求解，采用模態法提取0～60 Hz內的結構模態結果如表1所列。

表1 車身骨架結構模態結果

參考有關文獻，12m大型客車車身骨架的低階彈性模態可歸納為[3，4]：1階扭轉模態頻率范圍在8～10 Hz之間，1階彎曲模態頻率范圍在11～20 Hz之間。由表1可知，該大型客車骨架結構的動態振動特性合理。

2.3 剛度分析結果

靜態工況考慮滿載彎曲、1輪懸空和試驗扭轉工況來模擬客車的實際使用工況。滿載彎曲工況考慮2.5倍動載系數，1輪懸空工況考慮1.5倍動載系數。

試驗扭轉工況的邊界條件如下：

載荷：乘客以每人65 kg計算，將人和座椅的質量等效成集中載荷或均勻分布集中載荷，將發動機及變速器、空調車頂組件、天然氣瓶組、蓄電池組等部件的質量等效為集中載荷。

約束：采取前輪懸空后輪約束的方法。前部T型加載梁中點約束x、y、z 3個移動自由度和繞y、z兩個方向的轉動自由度，后鋼板彈簧前、后吊耳處約束全部6個自由度。

根據轎車臺架試驗標準，并參考文獻[1]計算得到該大型客車試驗扭轉剛度為 39 614.1 N·m/（°）。根據統計資料，國產半承載式客車扭轉剛度在20 000～64 000 N·m/（°）范圍內[2]，可知本文所研究車型的扭轉剛度處在合理范圍內，但與同類車型相比還處于偏低水平。

對大型客車而言，車身開口變形主要指門窗口變形，由于其側窗較多且變形較小，本文主要對前風窗、前門框和中門框的對角線變形量進行了分析。計算得到靜態工況下門窗對角線變形量如表2所列。

表2 各靜態工況門窗對角線變形量 mm

由表2可知，在彎曲工況下，門窗對角線變形量都滿足“門窗框對角線變形量不得超過5 mm”的要求[3]；在1輪懸空工況下，前風窗和中門框的對角線變形量都有超過5 mm的情況，后輪懸空工況最大變形量甚至達到10.8 mm，說明前風窗和中門框剛度不足。在各種工況下前門框的變形量都較小，遠小于5 mm，說明前門框的剛度充裕，存在優化空間。因此，對于剛度不足的前風窗和中門框需進行結構改進設計，對于剛度充裕的前門框可進行結構優化設計以提升性能。

3 結構優化

3.1 優化思路

本次優化的主要目標是控制靜態工況下門窗對角線的變形量，提高車身結構剛度。同時考慮結構輕量化的要求，在質量不增加或質量增加最少的前提下獲得結構剛度的最大提高。為此以結構輕量化為目標函數，以門窗框對角線變形量不超過5mm為約束條件，進行梁截面尺寸優化。優化求解流程如圖2所示。

3.2 靈敏度分析與設計變量選取

建立了大型客車梁單元模型，選擇車身梁截面尺寸為設計變量。由于大型客車車身空間梁結構復雜，由此建立的設計變量多達358個，為了提高優化效率，需要進行結構靈敏度分析，以篩選出部分梁截面尺寸作為優化設計變量。

本文重點分析左后輪懸空、右后輪懸空工況下前風窗和中門框對角線變形量對梁截面尺寸的靈敏度。

約束前風窗、中門框對角線變形量不超過5 mm，以車身骨架質量最輕作為目標函數，提交Nastran求解輸出各響應相對于設計變量的靈敏度系數矩陣。

車身質量相對于設計變量的靈敏度用符號Sm表示，前風窗對角線變形量和中門框對角線變形量相對于設計變量的靈敏度分別用符號Sw、Sd表示。引入相對靈敏度指標Sw/Sm和Sd/Sm，當該比值小于0時，絕對值越大，表示減小等量的對角線變形量所需增加的質量越??；當該比值大于0時，絕對值越大，表示減少相同質量導致的對角線變形量增加值越大[2]。在優化時應優先選用Sw/Sm和Sd/Sm絕對值都大的設計變量。

根據上述準則，篩選得到的設計變量在車身骨架結構中的分布如圖4所示。

由圖4可知，窗立柱、側圍斜撐、側圍裙梁、頂蓋橫梁，以及前風窗上、下橫梁和前圍外框等結構對門窗變形量較為敏感，選擇這些梁截面作為設計變量進行尺寸優化，能在車身質量不增加或增加最少的情況下實現結構剛度的最大提高。

3.3 門窗口變形優化

本次優化考慮彎曲和1輪懸空共5個工況，設計變量為經上述靈敏度分析篩選出來的50個設計變量，約束門窗對角線變形量不超過5 mm以及各單元應力不超過235 MPa[4]，以車身骨架的質量最輕作為目標函數。

經過18次迭代優化后達到硬收斂，目標函數迭代歷程如圖5所示。

由圖5可知，車身骨架質量由優化前的3 449 kg增加到優化后的3 455 kg，質量增加6 kg。

為了使優化后的截面尺寸能夠為生產實際所采用，對優化后的結果進行圓整。圓整后尺寸增大和減小的設計變量在車身結構中的分布情況如圖6和圖7所示。

由圖6和圖7可知，優化后尺寸增大的設計變量主要集中在中門框和前圍，尺寸減小的設計變量主要是頂蓋橫梁、窗立柱和側圍斜撐等結構。

4 優化前、后結構性能對比

優化前、后車身結構模態頻率對比如表3所列，門窗框對角線變形量對比如表4所列。

表3 優化前、后車身結構模態對比

由表3可知，在車身骨架質量略有增加的情況下，車身骨架結構的固有振動特性基本保持不變。

表4 優化前、后門窗框對角線變形量對比 mm

由表4可知，優化后各靜態工況下門窗框的對角線變形量都在5 mm以內，較優化前下降了很多，滿足了對門窗框對角線變形量的要求，優化后車身開口處剛度明顯提高，優化效果顯著。

此外，車身試驗扭轉剛度由優化前的39 614.1 N·m/（°）提高到 4 1761.0 N·m/（°），增幅 5.42%，說明車身開口剛度和整體剛度有緊密聯系。通過優化門窗變形量可以有效提高車身結構的扭轉剛度，對于客車車身結構的設計和優化具有指導意義。

5 結束語

本文建立了某大型客車車身骨架有限元模型并進行了模態和靜態剛度分析，在此基礎上進行門窗口變形優化，得到如下結論：

a. 通過靈敏度分析，引入相對靈敏度指標，據此篩選出優化過程的設計變量用于門窗框對角線變形量的優化，以較少的結構修改實現大型客車門窗口剛度優化，方法合理高效。

b. 由優化結果可知，通過優化門窗口變形，提高門窗開口剛度，使得車身結構的扭轉剛度明顯提高，可見門窗開口剛度與車身結構扭轉剛度有密切聯系。

1 劉惟信.汽車設計.北京：清華大學出版社，2001.

2 高云凱，王婧人，汪翼.基于正交試驗的大型客車車身結構多工況拓撲優化研究.汽車技術，2011，11:16～19.

3 陳光，崔玲，高云凱.大客車車身結構多工況綜合優化分析.山東大學學報，2009，12：88～92.

4 Yu Cheng Lin， Hong CHiNian.StructuralDesign Optimization of the Body Section Using the Finite Element Method.SAE 2006－01－0954.

5 Y.K Gao，P.Liu.Optimization Analysis for Fuel Cell Body Structure in Multi－load Case.Advanced Material Research Vols.44～46（2008）:401～408.

6 高云凱.汽車車身結構分析.北京：北京理工大學出版社，2006.

7 高云凱，楊欣，金哲峰.轎車車身剛度優化方法研究.同濟大學學報，2005，33（8）.

8 丁煒琦，蘇瑞意，桂良進，范子杰.基于應力優化的大型客車結構多目標優化.汽車技術，2010，4:4～7.

9 Hailiang Wang， Xianlong Jin， Zhongqin Lin.FEM Static and Dynamic Analysis of the Body Structure of SK6120 Low Floor City Bus.SAE 2002－01－0813.