客車車身骨架靜態(tài)特性分析及優(yōu)化

方學良, 陳靖芯, 景 科, 姜欣悅

(揚州大學機械工程學院, 江蘇 揚州 225127)

客車車身不僅要承載客車各部分的重量, 還要承受各方面的載荷．為了滿足安全要求, 通常采用加厚局部桿件的方法增加強度,從而導致車身局部強度、剛度富裕．客車輕量化[1-3]不僅能減少制造的成本,還能達到節(jié)能減排的目的．范文杰等[4]采用多剛度拓撲優(yōu)化的方式對某客車車架進行結構輕量化設計, 有效增加了車架的扭轉(zhuǎn)和彎曲柔度, 但無法確定桿件的厚度尺寸, 優(yōu)化后車架質(zhì)量沒有明顯下降; 蘇瑞意等[5]采用多學科協(xié)同的方式對客車進行優(yōu)化設計, 但有限元模型復雜,優(yōu)化成本過高．本文擬采用基于靈敏度分析的優(yōu)化方法, 對某全承載式客車車身骨架進行輕量化設計, 以期在滿足強度和剛度基本性能的前提下盡可能降低車身骨架的質(zhì)量．

1 有限元模型

圖1 客車骨架有限元模型Fig.1 Bus skeleton finite element model

客車車身骨架采用板殼單元, 單元尺寸為5 mm, 在Hypermesh中用共節(jié)點方式或RBE2剛性單元模擬焊接, 用Bolt單元來模擬螺栓連接, 客車車身骨架共有節(jié)點3 525 872個, 各類單元3 585 072個,其中四邊形單元3 530 028個, 三角形單元55 012個, 剛性單元5 257個．圖1為所建有限元模型．

客車靜態(tài)特性分析時, 車身骨架自重以慣性力方式施加; 頂蓋、空調(diào)和底盤各總成重量在相應的質(zhì)心位置施加質(zhì)量單元, 并用RBE3單元與具體安裝位置節(jié)點相連; 乘客、司機及座椅重量和行李倉行李重量以均布載荷方式施加．車身骨架材料為Q345鋼, 具體參數(shù)為: 彈性模量為210 GPa, 泊松比為0.3, 密度為7.8 g·cm-3, 屈服強度為345 MPa, 強度極限為600 MPa．

2 結果討論

2.1 典型工況下靜態(tài)特性分析

客車在行駛過程中若遇到突發(fā)事件采取緊急制動, 車身骨架會受到巨大的載荷, 在緊急制動工況下,客車最大制動加速度一般為0.8g[6]; 而在凹凸不平的路面上行駛時, 客車會出現(xiàn)一個車輪瞬時懸空的情形,此時客車受到非對稱載荷作用, 當右后輪懸空時扭矩較大,受載情況較為惡劣．本文選取緊急制動和極限扭轉(zhuǎn)右后輪懸空2種典型工況進行靜態(tài)特性[7]分析．在緊急制動工況下, 選取左前輪X、Y、Z，右前輪X、Z, 左后輪Y、Z, 右后輪Z方向?qū)壹苎b配處節(jié)點進行約束; 在極限扭轉(zhuǎn)右后輪懸空工況下,只需在緊急制動工況的基礎上釋放右后輪Z方向自由度．

2.2 客車車身骨架強度和剛度

圖2(a)是緊急制動工況下客車的右側(cè)圍骨架應力分布云圖．由圖2(a)可知, 車身骨架最大應力出現(xiàn)在右側(cè)圍中間立柱的焊接處, 最大應力為208.9 MPa．圖2(b)是極限扭轉(zhuǎn)右后輪懸空工況下客車右側(cè)前縱梁骨架局部應力分布云圖．由圖2(b)可知,車身骨架最大應力位于右側(cè)前縱梁骨架的鋼板彈簧連接處,最大應力為290.7 MPa．客車車身骨架所使用的材料Q345鋼的屈服強度為345 MPa, 因此2種工況均滿足強度要求．

緊急制動工況下客車車身骨架結構總位移變形圖如圖2(c)所示．由圖2(c)可知, 該工況下車身最大變形位于最后排座椅處,最大變形量為6.297 mm．極限扭轉(zhuǎn)右后輪懸空工況下車身骨架結構總位移變形圖如圖2(d)所示．由圖2(d)可知, 該工況下最大變形區(qū)域主要集中在車身骨架后側(cè)的右半部分, 其中后圍、右圍與頂圍骨架的連接區(qū)域出現(xiàn)最大變形,最大變形量為23.857 mm, 該工況是客車行駛中的極限工況,較大的變形量是由于右后輪懸空失去約束變形累計造成的,與實際情況相吻合．

圖2 2種典型工況下車身骨架的應力分布云圖和總位移變形圖Fig.2 The stress and displacement nephogram of body frame structure under two typical conditions

2.3 客車車身骨架應力測試

為驗證有限元模型計算的正確性及有限元分析的可靠性, 根據(jù)有限元分析結果及客車實際使用的情況, 在應力集中區(qū)和受力變形較大的區(qū)域共布置了42個測點, 采用電阻應變片進行應力測試[8]．布置的測點如圖3所示．各點靜態(tài)應力σ=Eε, 其中E為彈性模量,ε為應變值．通過計算將所測得的應變換算成應力, 并將其與有限元模擬計算值進行對比,部分數(shù)據(jù)如表1所示．從表1結果可以看出, 有限元分析結果與試驗數(shù)據(jù)的相對誤差均小于10%, 驗證了有限元模型的可靠性．

圖3 測點位置分布圖Fig.3 Distribution of measuring points

測點測驗值/MPa計算值/MPa相對誤差/%測點測驗值/MPa計算值/MPa相對誤差/%155.1560.408.6920125.67133.415.804107.85101.27-6.5026111.95103.47-8.20768.2662.68-8.9030131.43141.937.4013109.39116.626.2036117.44108.95-7.7915102.4697.40-5.2040119.57109.60-9.1019139.78154.799.7042116.54123.455.60

3 客車車身骨架輕量化設計

3.1 優(yōu)化模型

2) 約束條件. 以低于Q345鋼的最大應力作為約束條件, 即車身骨架的最大等效應力σmax<345 MPa．

3.2 基于靈敏度分析的優(yōu)化

本文運用基于靈敏度[9-10]分析的優(yōu)化方法計算車身的質(zhì)量和應力對桿件厚度x的靈敏度, 對質(zhì)量和應力都較為敏感的桿件, 計算出質(zhì)量對于應力的相對靈敏度,若該比值為正數(shù),則表示車身質(zhì)量減小會使應力降低, 該值越大說明在減小車身質(zhì)量的同時應力降低得越快;若該比值為負數(shù),則表示車身質(zhì)量減小會使應力增大,該值越大說明在減小車身質(zhì)量的同時應力增加越快．以上限值為初始條件優(yōu)化得到的部分桿件靈敏度結果見表2．從表2可以看出,除右側(cè)圍桿件1不變外, 其余桿件厚度均變小．經(jīng)靈敏度分析優(yōu)化,車身總質(zhì)量下降了87.0 kg,減重率達5.04%．

表2 部分桿件靈敏度分析結果Tab.2 Sensitivity analysis results of some bar parts

為了驗證靈敏度分析車身骨架的正確性, 對優(yōu)化后的有限元模型進行靜態(tài)特性分析．輕量化前后的客車車身骨架應力和應變對比結果見表3．表3結果顯示, 優(yōu)化前后各工況最大應力和變形的變化均不顯著, 說明輕量化后客車的應力和變形都在合理的變化范圍之內(nèi),優(yōu)化后客車車身骨架符合行駛要求．

表3 輕量化前后各工況最大應力和變形的對比Tab.3 Comparison of maximum stress and deformation in different working conditions before and after lightweight