重型載貨汽車柔性車架的輕量化研究

李韶華，張 兵，馮桂珍

（1．石家莊鐵道大學械工程學院，河北 石家莊 050043；2．河北省交通安全與控制重點實驗室，河北 石家莊 050043）

1 引言

隨著重型載貨汽車在交通運輸行業里應用越來越廣泛，節能環保問題成為汽車行業的重中之重，汽車結構輕量化在提高汽車動力性的基礎上可以有效的降低汽車的燃油消耗[1]。重型載貨汽車長期行駛在較為復雜多變的工況，甚至普遍存在著嚴重的超載現象，車架不但需要承載整車及貨物的重量，還要承受來自各種路況的激勵，車架的柔性表現的非常明顯[2-4]。另外，車架自身的重量在整車當中占有很大成分，約占10%，并且絕大部分油耗和自身重量有關，根據文獻[5]可知重量降低10%，油耗和排放分別可下降7%、4%，因此有必要對車架進行輕量化研究。減輕車架質量有三種方法，一種是采用高強度的輕質材料，一種是對汽車零部件進行優化，最后一種是采用新型制造技術[6]。對于汽車構件的研究從最初的傳統經驗法演變成有限元方法進行設計，在達到輕量化目的的同時也縮短了開發周期[7-8]。因此，文章基于有限元軟件Ansys 建立車架的柔性模型，利用多目標遺傳算法計算得到車架厚度的最優解，對車架進行輕量化設計，并對優化后的車架進行靜力分析、模態分析以及疲勞壽命預測，通過與優化前的車架進行對比驗證輕量化的效果。

2 車架參數化建模

以某重型三軸載貨汽車為研究對象，采用Solidworks 建立了其車架三維CAD 模型，如圖1（a）所示。該車架是由兩根縱梁和11 根橫梁組成，車架長為11.398m，寬為0.86m，高為0.302m，材料為16Mn 鋼。將各部件中對力學性能影響較大的部分定義為可變參數，并在各部件特征名稱前面加入Ansys-Workbench 可識別的前綴“DS_”，可實現對各縱梁、橫梁部件的力學分析。為了防止車架上的一些次要零部件和工藝圓孔對車架的靜力學分析產生影響，對車架進行了結構設計上的簡化處理。將車架CAD 模型導入Ansys 中，并賦予車架材料屬性，采用8 節點的solid45 三維實體單元進行網格劃分，從而生成車架有限元模型，如圖1（b）所示。車架所采用的材料為Q345 鋼，材料參數，如表1 所示。

圖1 重型汽車車架模型Fig.1 Heavy Truck Frame Model

表1 車架材料屬性Tab.1 Material Properties of Frame

3 剛柔耦合整車模型的建立及驗證

圖2 剛柔耦合整車建模Fig.2 Rigid Flexible Coupling Vehicle Modeling

以往對構件的仿真分析大都采用剛性構件，當受到作用力的時候不會發生變形，在現實中由于各零件的彈性變形對于機構各部分的動態特性影響不大，大部分構件可以當作剛性體來處理，但如果考慮構件變形對結果的影響以及構件應力大小、分布和載荷輸出，需要將構件當作柔性體對待，既能保證模型的準確性、還原實際工況，又能使計算結果更加準確，更好的反映各個零部件之間的連接和受力關系。因此，通過ANSYS 對車架進行有限元分析，建立車架關鍵點及剛性區域，最終生成.mnf 文件，導入到ADAMS/car 中，在模板界面建立車架與其他子系統相關聯的通訊器，生成柔性車架，最后生成車架子系統建立了剛柔耦合重型汽車整車模型，生成的柔性車架、建模流程及整車模型，如圖2 所示。且該模型的正確性已在文獻[4]中得到驗證。

4 車架輕量化

將Solidworks 建立的車架參數化模型導入到Ansys-Workbench 軟件中，建立輸入輸出變量，利用優化模塊Design Explore中的響應面對車架各梁進行分析，選擇車架的兩根縱梁和主要橫梁及橫梁連接件的厚度作為輸入變量，總共14 個設計變量。設定好輸入變量和優化條件后，對其進行迭代計算，得出各設計點的優化結果。選取車架質量最小為目標函數，車架最大應力345MPa為約束條件，利用多目標遺傳算法得出14 個設計變量厚度的最優解，多目標遺傳算法是目前常用的目標驅動式優化方法，實質為通過不斷計算尋找符合所有約束的一個解集[9]，數學模型。如式（1）、式（2）所示。優化結果，如表2 所示。

且至少存在一個嚴格不等式，則稱X* 為多目標優化的最優解。

式中：min f（x）—極小化的目標函數；gi（x）=0—等式約束條件；hj（X）—不等式約束條件。

表2 車架優化前后各設計變量的厚度變化Tab.2 Change of the Thickness of Each Design Variable Before and After the Optimization of the Frame

從表2 可以看出，車架的各縱梁、橫梁以及連接件厚度都相應的發生了改變，除了第二橫梁連接板厚度增加外，其他梁和連接件的厚度都不同程度的進行了縮減，而車架的總質量也由原來的1278.4kg 降低到了1185.6kg，減少了92.8kg，降低了車架7.3%的質量，滿足了車架輕量化的目的。

5 車架優化后靜動態特性分析

5.1 車架優化后的靜力學分析

為了驗證輕量化后的車架能夠滿足正常使用要求，需要對優化后的車架進行靜力學和模態分析。靜力學分析選用滿載彎曲、滿載扭轉和滿載彎扭三種典型工況，將優化后的靜力分析結果與優化之前的結果進行對比，并校核車架的強度。

優化后車架在滿載彎曲、滿載扭轉和滿載彎扭工況下的應力和位移云圖，如圖3～圖8 所示。優化前后的結果對比，如表3所示。

圖3 滿載彎曲工況車架應力云圖Fig.3 Frame Stress Cloud Diagram with Full Load Bending Condition

圖4 滿載彎曲工況車架位移云圖Fig.4 Frame Displacement Cloud Diagramwith Full Load Bending Condition

圖5 滿載扭轉工況車架應力云圖Fig.5 Frame Stress Cloud Diagram with Full Load and Torsion

圖6 滿載扭轉工況車架位移云圖Fig.6 Frame Displacement Cloud Diagramwith Full Load and Torsion

圖7 滿載彎扭工況車架應力云圖Fig.7 Stress Cloud Diagram of Frame Under Full Load Bending and Torsion Conditions

圖8 滿載彎扭工況車架位移云圖Fig.8 Displacement Cloud Diagram of Frame Under Full Load Bending and Torsion Conditions

表3 車架優化前后靜力分析各參數對比Tab.3 Comparison of the Parameters of Static Analysis Before and After the Optimization of Frame

從表3 和圖3～圖8 中可以看出，（1）車架優化后，除了滿載扭轉工況下的應力減小了之外，其它幾個工況的應力和位移均增加。（2）在滿載扭轉工況下，車架的最大位移變形從優化前的左前車輪處轉換到了車架的最后一根橫梁和縱梁連接處的尾端，這是由于在優化過程中，車架尾端的幾根橫梁和左縱梁的厚度都相應的減小，而車架的中部和中后部的橫梁并未進行優化，車架本身尾端較長，車架左前輪發生了翹曲，致使車架后端產生了應力集中，位移較大。（3）其它工況下的應力和位移最大部位與優化前的車架位置幾乎一致。雖然大部分工況下的車架最大應力較優化之前的車架最大應力呈現增加的趨勢，但均未超過車架本身材料屬性的最大屈服極限，因此車架在滿足輕量化的同時，其自身的強度和剛度也滿足車架的正常使用要求。

5.2 車架優化后的模態分析

重型載貨汽車在行駛過程中車架會受到外部激勵，一個是路面不平度對車輪的激勵，一個是整車發動機在運行中活塞往復運動產生的激勵。一般高速公路的路面激振頻率為（1～3）Hz，而發動機的激振頻率可通過下式進行計算[10]：

式中：f—發動機激振頻率，單位Hz；n—發動機轉速，單位r/min；M—發動機的氣缸數目；τ—發動機的沖程數。這里研究的三軸重型載貨汽車匹配的發動機為康明斯六缸四沖程柴油發動機，發動機在怠速情況下的轉速為600r/min，因此計算得到該發動機的激振頻率為30Hz。分析得到優化后車架前十階固有頻率和振型，如表4 所示。

表4 車架優化前后的自由模態分析結果Tab.4 The Result of Free Modal Analysis Before and After the Frame Optimization

從表4 中可以看出，優化后的車架第二階頻率至第八階頻率均大于優化前車架的固有頻率。并且優化后車架的一階頻率和二階頻率遠遠大于路面激振頻率，不會與路面激振頻率產生共振現象。但是車架的一階扭轉和車架的一階側向彎曲的頻率非常接近，分別是20.025Hz，21.352Hz，雖然在一定程度上避免了路面激勵引起的振動，但是這兩個頻率值只差了1.3Hz，很有可能會發生車架在低階時的扭轉彎曲耦合振動。從發動機怠速狀態下的激振頻率30Hz 來看，優化后的車架任何一階頻率都避開了30Hz，并且有一定差距，說明優化后的車架有良好的振動特性，在正常使用要求下不會與發動機的激振頻率產生共振現象，符合實際使用。

6 車架優化后的疲勞壽命分析

重型載貨汽車在行駛過程中，車架常見的工況是滿載彎曲工況，因此對優化后的車架進行滿載彎曲工況下的疲勞壽命預估具有實際意義。采用剛柔耦合整車分析方法，能夠動態分析各種工況中柔性體的應力應變，可以為疲勞壽命分析提供更加準確的載荷數據[11-12]。利用剛柔耦合整車模型，在ADAMS/car 中以70km/h車速在隨機路面下進行動力學仿真，得到車架邊界載荷譜?；趎Code Design-Life 軟件對車架進行滿載彎曲工況疲勞壽命預估，計算流程，如圖9 所示，得到優化前后車架在滿載彎曲工況下的疲勞壽命云圖和損傷云圖，如圖10～圖13 所示。根據2017 年新實行的《機動車強制報廢標準規定》第七條，國家對達到一定行駛里程的機動車引導報廢第八小條明確指出重型載貨汽車（包括半掛牽引車和全掛牽引車）行駛里程為70 萬千米，結合文章研究車速為70km/h，疲勞分析輸入的載荷譜時長為20s，計算得出該車架的疲勞循環次數為1.8E+006。（1）從圖10～圖11 中可以看出，優化前的車架最低節點的循環次數為2.05E+006，按照該節點最低循環次數疲勞壽命計算得出該車架的續航里程為79.72 萬千米。（2）從圖12～圖13 中可以看出，優化后的車架最低節點的循環次數為1.971E+006，按照該節點最低循環次數疲勞壽命計算得出該車架的續航里程為76.65 萬公里，相比優化之前的車架縮減了3.9%，仍然滿足重型載貨汽車行駛里程70 萬公里的標準。優化后車架的中后橋第八根橫梁與縱梁的連接處疲勞損傷最大，相應的其橫梁和縱梁連接處也有不同程度的疲勞累積損傷，與優化前車架疲勞壽命最薄弱位置基本一致。因此，優化后的車架仍然具有很好的抗疲勞特性和可靠性。

圖9 車架疲勞壽命計算流程圖Fig.9 Flow Chart of Fatigue Life of Frame

圖10 車架優化前疲勞壽命云圖Fig.10 Fatigue Life Cloud Diagram Before Optimizationof Frame

圖11 車架優化前損傷云圖Fig.11 Damage Cloud Diagram Before Optimization of Frame

圖12 車架優化后疲勞壽命云圖Fig.12 Fatigue Life Cloud Diagram after Optimizationof Frame

圖13 車架優化后損傷云圖Fig.13 Damage Cloud Diagram after Optimizationof Frame

7 結論

基于SolidWorks 對車架在不改變尺寸的情況下進行參數化建模，設置參數變量，對車架進行有限元分析，利用ANSYS 軟件生成車架的.mnf 文件，然后導入ADAMS/car 生成柔性車架，建立車架與各子系統相關聯的通訊器，組裝成剛柔耦合重型汽車整車模型。利用尺寸優化方法對車架進行輕量化設計。對整車進行動力學仿真，得到用于分析車架疲勞壽命的邊界載荷譜。對優化后的車架做靜力分析、模態分析和疲勞壽命預測，并與優化前的結果進行了對比分析。研究表明，車架優化后其質量減輕了7.3%，其強度和固有頻率呈現增加的趨勢，其疲勞壽命降低3.9%，但仍可滿足車架的正常使用要求。因此，車架優化后，既可以達到輕量化的目的，又可以保證其具有足夠的強度、安全性和抗疲勞特性。