客車車身骨架的輕量化設計與分析

石拓，周盼，周濤，辛江慧，許麗嬌，臧利國

（211167 江蘇省 南京市 南京工程學院 汽車與軌道交通學院）

0 引言

基于交通狀況與提高車輛效率的要求，輕量化設計必然是未來客車行業發展的重點之一[1]。對作為客車重要的承載結構的客車車身骨架進行結構優化，實現客車車身的輕量化，是提升客車整車性能和經濟性的重要手段[2]。

輕量化設計主要有3 種方式，使用輕量化材料、先進工藝和基于有限元的結構優化。其中基于有限元的結構優化是客車生產制造的主要手段[3]。車身質量占客車總質量的比重較大，通過有限元技術建立車身骨架模型并對其進行優化處理，以降低成本，減少污染，提升能源利用效率[4-5]。Kongwat 等[6]以彎曲剛度、扭轉剛度和側翻安全為約束，基于結構質量和柔度的迭代拓撲優化求解母線配置，將每個載荷工況的最大位移約束作為目標函數，對框架結構進行輕量化；吳勝軍等[7]通過HyperStudy 聯合OptiStruct 的響應面，在滿足車身骨架靜強度載荷的要求下，計算各桿件厚度的最小值達到輕量化的目的；Yao 等[8]通過HyperMesh 軟件建立客車車身骨架的有限元模型，使用Nastran 求解器計算4種典型工況下車身骨架的靜剛度與模態，通過仿真模擬，在保證客車車身強度、剛度和模態特性的前提下，優化客車結構和零部件尺寸參數，實現了客車車身骨架的輕量化；胡濤[9]通過建立客車車身骨架有限元模型，完成典型工況的靜力學和模態分析，對車身骨架分組處理，通過靈敏度分析找出對骨架性能響應不敏感的部分，對其進行優化處理，實現客車車身骨架的輕量化。

本文基于某燃油客車車身骨架有限元模型，對彎曲、急轉彎和緊急制動這3 種典型工況進行靜力學分析。根據分析結果對客車進行尺寸優化，對比優化前后的應變與應力，驗證輕量化方案的合理性。

1 車身骨架有限元建模

對客車車身骨架進行有限元建模，往往不需要考慮其復雜機構，對其進行適當簡化，使其在不同工況近似實際情況?？蛙嚬羌苣Ｐ腿鐖D1 所示，由大量C 型梁和L 型梁組合而成，對其進行幾何處理，處理部分主要是圓弧部分，如圖2 所示。

圖1 客車車身骨架三維模型Fig.1 3D model of bus body

圖2 客車骨架三維模型圓弧面Fig.2 Arc surface of 3D model of bus skeleton

觀察發現，該客車車身骨架模型具有對稱性。本文采用HyperMesh 的鏡像功能獲得客車骨架二維網格有限元模型。對于C 型梁與L 型梁、C 型梁與C 型梁、L 型梁與L 型梁連接處，需要將網格對齊并賦予連接關系。對客車骨架模型賦予材料屬性如表1 所示，厚度為6 mm。

表1 客車骨架材料參數Tab.1 Material parameters of passenger car frame

在完成二維網格劃分以及屬性賦予后，需對劃分的網格進行質量檢查，檢查標準如表2 所示。

表2 網格質量檢查標準Tab.2 Mesh quality check criteria

客車車身骨架模型經過簡化處理、劃分網格、定義連接和賦予屬性后的有限元模型如圖3 所示。

圖3 客車車身骨架有限元模型Fig.3 Finite element model of bus body skeleton

2 模型加載與約束

2.1 模型加載

所測客車尺寸如表3 所示?？蛙囓嚿砉羌艹休d的主要質量：客車車身骨架自身質量、乘客及座椅質量、油箱質量、發動機質量、空調質量，載荷具體參數見表4。靜力施加效果如圖4 所示。

表3 客車骨架尺寸參數Tab.3 Bus frame size parameters

表4 客車載荷表Tab.4 Passenger car load

圖4 靜力施加圖Fig.4 Static force application

客車在各類道路上行駛，主要有勻速直線行駛、急轉彎和緊急制動等方式。本文對客車車身骨架進行的靜態分析是指在客車受固定不變載荷時，車身骨架的位移及受力情況。此處固定不變載荷是一種理想狀態，就是將變化緩慢的載荷作為固定不變的，以此簡化分析。所以本文選用彎曲、急轉彎和緊急制動工況進行分析，3 種工況載荷施加情況如表5 所示。

表5 3 種工況的載荷Tab.5 The loads under three working conditions

2.2 模型約束

客車車身骨架的約束選擇施加在2 個大C 型縱梁，模擬客車所受支撐作用，約束效果如圖5 所示。彎曲、急轉彎和緊急制動3 種工況約束施加情況如表6 所示。

表6 3 種工況約束的施加Tab.6 The application of constraint under three working conditions

圖5 約束施加效果圖Fig.5 Constraint application effect diagram

3 靜力學分析

3.1 彎曲工況

彎曲工況的應變、應力云圖如圖6 所示，可見，位移最大發生處在前車窗，大小為15.89 mm，小于GB/T 6792-2009《客車骨架應力和形變測量方法 》規定的變形量（30 mm）。應力最大發生處在第1 個小C 型梁與2 個大C 型縱梁相交的節點處，大小為161.8 MPa，小于Q345 材料的許用應力。因此彎曲工況下客車車身骨架的變形、應力都在允許范圍內，結構安全。

圖6 彎曲工況應變與應力云圖Fig.6 Nephogram of strain and stress under bending condition

3.2 急轉彎工況

急轉彎工況的應變、應力云圖如圖7 所示?？梢?，位移最大發生處在外車殼前骨架，這是由于未添加該部分的約束導致的。采用ISO 功能觀察，最大位移應該在第2 個豎直C 型梁處，大小為21.56 mm，小于GB/T 6792-2009 規定的變形量（30 mm）。應力最大發生處在后輪處C 型梁與2個大C 型縱梁的相交節點處，大小為239.9 MPa，小于Q345 材料的許用應力，因此符合要求。

圖7 急轉彎工況應變與應力云圖Fig.7 Nephogram of strain and stress under sharp turning condition

3.3 緊急制動工況

緊急制動工況的應變、應力云圖如圖8 所示，可知，位移最大發生處在外車殼前車窗骨架，大小為19.08 mm，小于GB/T 6792-2009 規定的變形量（30 mm）。應力最大發生處在后輪處C 型梁與2個大C 型縱梁的相交節點處，大小為177.5 MPa，小于Q345 材料的許用應力，因此符合要求。

圖8 緊急制動工況應變與應力云圖Fig.8 Nephogram of strain and stress under emergency braking conditions

4 車身骨架輕量化

4.1 優化后的尺寸結果

在應變和應力條件合理的情況下，車身骨架有輕量化的余量，通過HyperMesh 的size 尺寸優化模塊對車身骨架模型進行優化，優化結果見圖9。

圖9 車身骨架有限元模型優化尺寸結果Fig.9 Optimization results of finite element model of body skeleton

梁單元厚度優化為2.987 mm，優化后車身應力最大值為260.5 MPa，發生在發動機和油箱的載荷分配處及車后方小C 型橫梁與2 個C 型縱梁交界節點處，優化后的應力值在材料的允許范圍內。

4.2 優化前后應變與應力對比

考慮到實際加工情況，將厚度設為3 mm。優化后的梁單元厚度代入3 種工況，去除節點處不合理的應力部分，優化前后3 種工況的應變結果如表7 所示，應力結果如表8 所示。

表7 優化前后3 種工況的應變Tab.9 Strain sizes of three working conditions before and after optimization

表8 優化前后3 種工況的應力Tab.10 Stress sizes of three working conditions before and after optimization

表7 數據顯示，優化后的應變變大，但仍小于GB/T 6792-2009 規定的變形量（30 mm），驗證了優化的合理性。表8 的數據顯示，優化后的應力變大，但仍小于Q345 材料的許用應力，再次驗證了優化的合理性。另外應力與應變是正相關的關系，符合應力等于應變乘以彈性模量的物理規律。

優化后，客車車身骨架減重質量為855.5 kg，優化前的車身骨架質量1 711 kg，比較同類型客車，可知整車整備質量約為7 t，計算得減重約為12.2%。

5 結論

本文對客車車身骨架進行靜力分析及結構優化，具體針對梁單元厚度進行優化，達到了客車輕量化的目的。

（1）對3 種典型工況（彎曲、急轉彎和緊急制動）進行靜力學分析，結果表明，3 種工況的應力均小于Q345 材料的許用應力，應變也小于GB/T 6792-2009 的規定。

（2）通過尺寸優化梁單元厚度實現車身骨架的輕量化，對比模型輕量化前后3 種工況下的應變，驗證輕量化方法的可行性。結果表明，輕量化后車身骨架減輕855.5 kg，占比約為12.2%，優化效果比較明顯。