純電動城市客車全鋁車身骨架輕量化分析

謝閣，何鋒，蔣雪生，王銘昭

（1.550025 貴州省 貴陽市 貴州大學 機械工程學院；2.550025 貴州省 貴陽市 貴州長江汽車有限公司）

0 引言

城市客車的主要承載部件為客車整車骨架，通過整車骨架輕量化可以有效降低純電動城市客車的質量和電能的消耗，提高續航能力，從而提升整車性能。

城市客車整車骨架輕量化主要通過輕質材料的應用[1]、采用輕量化設計方法[2]以及輕量化制造工藝[3]來實現。相關研究中，張瓊[4]等人對比分析了高強度鋼結構和鋁合金車身結構在4 種典型工況下的最大位移變化量，其有限元分析中并沒有對材料的屈服極限進行研究；馮遇坤[5]等人針對客車車身骨架采用鋁合金型材替代鋼制方管的可行性展開研究，但只分析鋁合金型材壁厚與截面尺寸對結構彎曲剛度和扭轉剛度的影響，不能充分減重；羅賓[6]等人對鋁合金白車身展開輕量化研究，對白車身的彎曲剛度與扭轉剛度進行靈敏度分析，再結合經驗對桿件進行設計，耗時且不能充分減重。

本文通過材料更換、結構優化[7]以及靈敏度分析[8]，對純電動城市客車整車骨架進行輕量化分析[9]，且能滿足整車骨架結構的剛度強度性能。

1 骨架靜力學分析

1.1 構建模型

運用UG 構建純電動城市客車整車骨架結構模型，并將其導入HyperMesh 軟件中進行靜力學分析。該模型采用Q235 為車身骨架材料和Q345為車底骨架材料的封閉環結構，如圖1 所示。

圖1 城市客車整車骨架有限元模型Fig.1 Finite element model of urban bus frame

表1 為整車骨架材料屬性。采用殼單元進行網格劃分，共有901 742 個模型單元及912 864節點。

表1 整車骨架材料參數Tab.1 Material parameters of vehicle frame

1.2 載荷處理

該純電動城市客車主要承受的載荷包括側窗玻璃、車門、座椅、電池組、駕駛員以及乘客等。將玻璃、車門、電池組等載荷以平均質量單元均勻施加在整車骨架結構上，載荷質量分布如表2所示。

表2 載荷質量分布Tab.2 Load mass distribution

1.3 靜力學分析

在左極限扭轉工況下對城市客車整車骨架進行靜力學分析，約束條件及載荷如表3 所示。F，R 表示前、后；A，B 表示左、右輪胎；1，2，3表示的是X，Y，Z 移動方向。在該模型Y 向施加-1g 的重力加速度。

表3 左極限扭轉工況的約束及載荷Tab.3 Constraints and loads of left ultimate torsion

通過Optistruct 分析，獲得城市客車整車骨架的位移、應力分布，顯示采用封閉環車身骨架結構受力均勻、承載能力強以及彎曲和扭轉剛度較好。由圖2 所知，該工況下的最大位移值為4.917 mm，出現在左前輪的位置，因左前側車輪處于懸空狀態，車身承受較大扭矩，巨大的扭轉作用造成了車架變形。

圖2 左極限扭轉工況下位移分布圖Fig.2 Displacement distribution under left ultimate torsion condition

由圖3 所知，該工況下的應力變化量最大為304.1 MPa，最大應力發生的位置在車底骨架和后座的交界處，此處座椅連接密集，乘客比較集中，且靠近電池組。

圖3 左極限扭轉工況下最大應力放大圖Fig.3 Enlarged view of maximum stress under left ultimate torsion condition

2 整車骨架輕量化分析

2.1 車身骨架材料更換

將純電動城市客車車身骨架材料更換成鋁合金6061，且不改變車底骨架的材料，并進行靜力學分析，材料屬性如表4 所示。圖4、圖5 分別為位移分布圖和最大應力分布圖。最大位移值有小幅度的提升，最大應力處的位置與圖3 相同，但應力最大變化量為366.5 MPa，不滿足車底骨架的屈服極限，當超過極限應力值時，骨架將會塑性變形。下一步對車底骨架進行結構優化，降低最大應力值，減少應力集中。

表4 鋁合金6061 性能指標Tab.4 Performance index of aluminum alloy 6061

圖4 材料更換后位移分布圖Fig.4 Displacement distribution after material replacement

圖5 材料更換后最大應力放大圖Fig.5 Enlarged drawing of maximum stress after material replacement

2.2 車底骨架結構優化

根據上述靜態分析的結果，在最大應力處添加應力分量以優化車底骨架的結構。圖6 示出了優化前后的車底骨架的結構。

圖6 優化前后車底骨架結構對比Fig.6 Comparison of chassis framework structure before and after optimization

2.3 基于靈敏度分析的尺寸優化

為進一步提高整車骨架的剛強度性能，在結構優化的基礎上采用靈敏度分析的方法對模型桿件進行尺寸優化。以該模型桿件作為設計變量，設置剛度約束，最小體積為目標函數，根據靈敏度分析結果選取對結構性能影響度低但對減重影響度高的模型桿件作為尺寸優化的設計變量。

對城市客車整車骨架桿件進行靈敏度分析。桿件的厚度X={ x1，x2，…，xn}，最小總體積Vol(X)作為目標函數，車身剛度的狀態量gk(X)作為約束條件，則優化模型為

對于一個響應，可以用單元響應和設計變量的函數關系式給出

特定響應r 相對于設計變量x 的變化量稱為設計靈敏度系數。

對于靈敏度系數的求解，通常有2 種方法:直接法和伴隨矩陣法。對于直接法，響應相對于設計變量改變的靈敏度通過1 階差分近似為

將有限元分析以通用形式可以列為

式中：S——用于靜態分析的剛度矩陣K 以及S=-ω2M+iωB+K（用于頻率響應分析）。

式（5）的導數形式：

伴隨矩陣法利用式（7）

將靈敏度系數計算式替代為

通過Optistruct 求解器10 次迭代后，得出響應函數與設計變量之間的偏導，其中體積與扭轉柔度對靈敏度影響最大。圖7 為優化前后的加速度響應曲線。優化后的加速度響應曲線明顯降低，平均值由5.30E+03 降低至3.37E+03，方差由1.07E+08 降低至9.00E+06。

圖7 優化前后響應曲線對比Fig.7 Comparison of response curves before and after optimization

表5 為參數優化后的結果。扭轉柔度對厚度靈敏度為正值時，則體現出該組桿件中體積對原厚度靈敏度值較小應增加其厚度，反之，則減少其厚度。厚度的選取符合材料的國家標準，并根據表中的兩個靈敏度值合理地分配桿件的厚度。

表5 設計變量優化結果Tab.5 Optimization results of design variables

2.4 骨架優化結果分析

通過對左極限扭轉工況的驗算，對比優化前后的城市客車骨架性能特點，驗證優化方案的可行性，結果見表6。優化后的城市客車骨架質量從1 936 kg 降低到1 334 kg；最大位移量從4.917 mm 降低到4.553 mm；車底骨架最大應力從304.1 MPa 增加到332.9 MPa；車身最大應力從91.7 MPa 降低到107.4 MPa，優化后的質量明顯減少，最大位移變化量有所減少，整車骨架剛強度均滿足要求，輕量化效果顯著。

表6 優化前后骨架性能對比Tab.6 Comparison of skeleton performance before and after optimization

3 結論

通過材料更換、結構優化與靈敏度分析對純電動城市客車整車骨架進行輕量化分析，結論如下：

（1）通過材料更換與結構優化對高密度區域和應力集中的結構進行改進，增加受力部件，消除應力集中。

（2）根據靈敏度分析結果優化桿件尺寸，純電動城市客車整車骨架質量減少31.09%，最大位移量減少7.40%，優化效果顯著。