翼開啟廂式車車廂主體骨架的輕量化設計

王金剛 李春玉 李海濤 榮玉良

摘要 建立翼開啟廂式車車廂主體骨架三維幾何模型、HyperWorks 有限元模型，將車廂主體骨架材料Q235換成鋁合金材料進行有限元分析，探尋鋁合金材料車廂主體骨架結構優(yōu)化設計方向，并進行相應骨架結構優(yōu)化設計，得到鋁合金材料車廂主體骨架改進結構。分析結果表明，改進后鋁合金材料車廂主體骨架結構滿足設計要求，輕量化效果明顯。

關 鍵 詞 翼開啟廂式車；有限元分析；鋁合金；優(yōu)化設計；輕量化

中圖分類號 U463.844 文獻標志碼 A

翼開啟廂式車車廂可從左右兩側和后側打開，貨物可從3個方向高效裝卸，方便叉車等裝卸設備作業(yè)。 由于翼開啟廂式車對現代物流裝卸作業(yè)具有很強的適應度，該車型已廣泛用于倉儲基地、物流轉運站、港口、碼頭等工作場所，也被改裝用于影視作業(yè)、野戰(zhàn)醫(yī)護等任務[1]，如圖1所示。

現階段，在石油燃料作為主能源的情況下，汽車尾氣是環(huán)境污染一個不可忽視的因素[2]，在保證汽車工作效率的前提下，在不斷追求、不斷探索汽車新技術新工藝的道路上，降低質量、實現節(jié)能減排、降低油耗成為最可行的減輕汽車尾氣排放的重要手段[3]。

汽車技術發(fā)展到現階段，達到汽車輕量化目的的途徑有2條，第1條途徑是采用輕質材料，例如鋁合金材料、陶瓷材料、碳纖維材料。鋁合金相比傳統鋼鐵材料具有比重小、傳熱快、沖壓塑性好、耐腐蝕、回收價值高等優(yōu)勢，相對碳纖維材料，高強陶瓷材料，價格優(yōu)勢明顯，制作工藝及加工方法也逐漸走向成熟[2]。在專用汽車方面，鋁合金廂式半掛車是歐洲道路上的主力運輸車型，歐美市場廂式貨車占有率已經接近100%，歐洲自卸車、混凝土攪拌運輸車和罐式車等專用汽車的車身也大多采用鋁合金材質. 與歐洲類似，日本專用車中的 80%為鋁合金廂式貨車[4-5]。與此同時，我國8.3億噸，排名世界第九的鋁礦儲量為鋁合金材料的普及應用提供了堅實的原料支持，研究發(fā)展鋁合金材料的普及應用市場巨大[6]。實現汽車輕量化目的第2種方法是通過對現有產品進行有限元分析，根據有限元分析結果改進結構，達到輕量化目標。針對汽車車廂主體骨架結構輕量化設計，國內外都進行了一些探索和研究。太原理工大學的王偉對全承載式物流專用運輸半掛車車身結構進行研究，提出了“雙層龍骨式”和“脊柱龍骨式”2種車身骨架結構布置方案，分別進行仿真分析來校核布置方案的可行性。山東農業(yè)大學的亓玉曉針對機場快調消防車的設計方案是將骨架焊接在副車架上，并且通過彈性支撐與車架實現柔性聯接，并進行有限元分析改進結構，使骨架設計符合要求。此外，國外已出現無骨架車廂。奧地利安波爾車輛公司采用高強度“鐵塑夾層板”制作車廂廂體，整個車廂沒有骨架：用“鐵塑夾層板”制成的墻板起到了骨架的作用。

本文針對翼開啟廂式車車廂進行輕量化改進設計，采用鋁合金材料替代車廂鋼材料[7]，對車廂結構進行有限元分析，合理改進車廂結構，達到輕量化目的。現階段，針對翼開啟廂式車，結合兩種輕量化方法進行車廂輕量化設計的有益探索和成功案例還不是很多，因此本文具有一定的探索意義和研究價值。圖2給出了論文內容流程圖。

1 建立廂體骨架的有限元模型

翼開啟廂式車車廂骨架主要由側翼骨架、前圍骨架、后圍骨架、欄板、地板構成。翼開啟廂式車車廂包含多個結構總成和零件，將車廂結構非關鍵件清除，利用UG軟件建立簡化后車廂骨架的三維模型，如圖3所示。

與車廂兩翼閉合工況相比，車廂兩翼展開工況屬于危險工況，在車廂側翼展開90°工況下，車架上縱梁承受更大的載荷作用，產生更大的變形，因此在車廂兩翼展開工況邊界條件下進行主體骨架有限元分析。結合車廂結構特征，選擇單元尺寸為10 mm，單元類型以quad4 單元為主，輔以 tria3單元劃分網格，得到車廂主體骨架結構的有限元模型[8]，如圖4所示。

2 車廂主體骨架靜態(tài)有限元分析

2.1 車廂承載側翼骨架靜態(tài)分析

車廂骨架結構中，對稱布置2根車廂上縱梁分別承擔左右側翼總成重量，本文嘗試將車廂骨架結構中兩根上縱梁合并為一根上縱梁進行設計探索，降低車廂生產制造中上縱梁裝配難度。車廂承載側翼骨架結構如果只有1根車廂上縱梁，要達到原來2根上縱梁的抗彎效果，需要計算單根上縱梁的抗彎截面系數與2根上縱梁的抗彎截面系數之和相等。圖5為抗彎截面系數計算截面形狀示意圖。

如圖5左側截面形狀，抗彎截面系數公式為

[ W1=D4-d46D，] （1）

式中： [W1]是抗彎截面系數[9]；外徑為D；內徑為d。

若截面為長方形，長方形外部高為H，寬為B，長方形內部高為h，寬為b，對于該種形狀截面，抗彎截面系數公式為

[W2=BH3-bh36D]。 （2）

利用公式（2），代入現有車廂上縱梁具體尺寸數值，求出2根車廂上縱梁抗彎截面系數之和。初選單根車廂上縱梁截面外廓形狀為100 mm × 100 mm 正方形結構，根據公式（1）及初選上縱梁截面外廓形狀，求出單根上縱梁正方形截面厚度為10 mm。另外，當單根車廂上縱梁截面厚度為6 mm時，單根車廂上縱梁質量等于車廂承載側翼骨架兩根上縱梁結構兩根上縱梁質量之和。也就是說，為了達到相同的抗彎截面系數，采用單根外廓尺寸100 mm × 100 mm、截面厚度10 mm的上縱梁結構，要比現有的2根上縱梁結構質量大，這對輕量化設計是不利的，但考慮到車廂主體骨架材料已換成鋁合金，及安裝上縱梁方便性，認為這一部分的質量增加利大于弊。

對車廂支撐側翼骨架結構進行受力分析，當車廂兩翼總成處于展開工況，車廂上縱梁受到兩翼總成最大壓力，車廂承載側翼骨架結構底部受到車廂地板承載骨架結構支持力，對車廂承載側翼骨架結構進行有限元靜態(tài)分析時，設置有限元材料屬性為鋁合金材料屬性，（鋁合金材料特性如表1），將鋁合金材料車廂側翼總成質量（138.54 kg）平均作用在車廂上縱梁6個鉸鏈位置，約束車廂承載側翼骨架結構與車廂地板承載骨架結構6個搭接位置的全部6個自由度，在有限元靜態(tài)分析輸入模型中添加重力場，方向沿Z軸負向。

經過有限元計算，單根上縱梁車廂承載側翼骨架結構位移、應變結果如圖 6、7所示。

單根上縱梁車廂承載側翼骨架結構最大位移10.94 mm，最大位移位于上縱梁中間位置，單根上縱梁車廂承載側翼骨架結構最大應力 80 MPa，最大應力位于車廂上縱梁和車廂承載側翼骨架結構前后框架搭接處。筆者同時對原車廂骨架進行了有限元分析，制表2對改進后車廂承載側翼骨架與原車廂承載側翼骨架進行對比。

單根上縱梁車廂承載側翼骨架結構最大應力 80 MPa，仍然處于較小應力范圍（不超過100 MPa）[10]，根據工程經驗，說明單根上縱梁截面厚度尺寸具有一定尺寸優(yōu)化空間。車廂上縱梁是側翼骨架的承載部件，為了給上縱梁留有一定安全余量，此處不再進行質量優(yōu)化。

2.2 車廂地板承載骨架有限元分析

對現有車廂地板承載骨架結構建立有限元模型進行靜態(tài)分析，車廂地板承載骨架結構承載車廂地板平面以上所有車廂組成質量以及滿載貨物質量，受到汽車主車架支持力。將車廂地板以上各組成部分的重力分別施加在對應位置，設定車廂地板承載骨架結構材料屬性為鋁合金材料，約束車廂地板承載骨架結構縱梁下表面所有節(jié)點的全部6個自由度，經過有限元靜態(tài)分析，鋁合金材料車廂地板承載骨架結構位移、應力云圖如圖8、9 所示。

鋁合金材料車廂地板承載骨架結構在承載工況下，最大位移2.26 mm，最大位移位于從車廂前部向后第6根橫梁一側頂點。鋁合金材料車廂地板承載骨架結構最大應力75 MPa，最大應力位于車廂地板承載骨架橫梁結構與縱梁結構搭接位置。

根據經驗公式，車廂承載結構最大形變量[11]按如下公式確定

[Smax=L×0.003]， （3）

式中，L為車廂承載結構縱向長度，對應車廂地板承載骨架結構橫梁結構長度 1 990 mm。由此求得最大變形量為5.97 mm。認為車廂地板承載骨架橫梁結構具有尺寸優(yōu)化設計空間。

筆者也對Q235材料車廂地板承載骨架結構的有限元靜態(tài)分析在配套條件下進行了有限元計算，計算結果表明Q235材料車廂地板承載骨架結構最大位移1.34 mm，最大應力90 MPa。

結合鋁合金材料車廂地板承載骨架結構有限元靜態(tài)分析模型，以地板承載骨架橫梁型材截面厚度為變量，進行尺寸優(yōu)化，設定型材截面初始厚度5 mm，厚度上限5 mm，厚度下限 2 mm，在車廂地板承載骨架結構尺寸優(yōu)化中，約束最大變形節(jié)點位移上限為5.97 mm，車廂地板承載骨架結構尺寸優(yōu)化目標為車廂地板承載骨架結構質量最小。將車廂地板承載骨架結構尺寸優(yōu)化有限元模型輸入求解器進行優(yōu)化計算，得到車廂地板承載骨架結構尺寸優(yōu)化迭代次數與厚度、質量的關系，結果如圖 10 、11所示。

車廂地板承載骨架結構經過尺寸優(yōu)化，橫梁截面厚度尺寸由5 mm減小為3 mm。經過尺寸優(yōu)化，鋁合金材料車廂地板承載骨架改進結構靜態(tài)分析位移、應變結果如圖 12、13 所示。

鋁合金材料車廂地板承載骨架改進結構在承載工況下，最大位移4.97 mm，與改進前鋁合金材料車廂地板承載骨架結構最大位移2.26 mm相比，增大 2.71 mm，但仍小于最大允許變形量5.97 mm。鋁合金材料車廂地板承載骨架改進結構最大應力90 MPa，車廂地板承載骨架改進結構最大應力仍處于比較小的應力范圍內（小于100 MPa）。鋁合金材料車廂地板承載骨架結構尺寸優(yōu)化設計達到預期目標，尺寸優(yōu)化效果明顯。制表3對車廂地板承載骨架結構優(yōu)化設計結果進行整理。

3 車廂主體骨架模態(tài)分析

對改進的車廂主體骨架結構進行模態(tài)分析，確保車廂主體骨架改進結構固有頻率避開路面激振頻率0～3 Hz和發(fā)動機激振頻率25～94 Hz[12]。 經求解器進行計算，得到前12階自由模態(tài)，車廂主體骨架結構自由模態(tài)計算結果中的前6階模態(tài)為剛體模態(tài)，頻率為0 Hz，在模態(tài)分析時沒有實際意義，因此選擇除剛體模態(tài)之外的前6階非剛體模態(tài)進行分析，如圖14所示。

利用HyperView查看模態(tài)分析結果，各階模態(tài)頻率與振幅如表4所列。改進后車廂主體骨架結構前6階非剛體模態(tài)固有頻率均避開25～94 Hz激勵區(qū)間。路面不平度引起的激勵頻率約在3 Hz以下，可以避開對車廂主體骨架結構影響較大的前6階非剛體模態(tài)頻率區(qū)間。故鋁合金材料車廂主體骨架改進結構模態(tài)特性滿足要求。

4 結論

以某型翼開啟廂式車主體骨架為研究對象，對其進行輕量化研究，得到鋁合金材料車廂主體骨架改進結構，通過對改進結構進行有限元分析，得出改進結構靜態(tài)分析最大位移、應力均在許可范圍之內，輕量化效果明顯。鋁合金材料車廂骨架改進結構自由模態(tài)頻率避開了發(fā)動機和地面激振頻率，模態(tài)特性符合設計要求。對翼開啟廂式車的輕量化研究有一定的借鑒意義。

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[責任編輯 楊 屹]