翼开启厢式车车厢主体骨架的轻量化设计

王金刚 李春玉 李海涛 荣玉良

摘要 建立翼开启厢式车车厢主体骨架三维几何模型、HyperWorks 有限元模型，将车厢主体骨架材料Q235换成铝合金材料进行有限元分析，探寻铝合金材料车厢主体骨架结构优化设计方向，并进行相应骨架结构优化设计，得到铝合金材料车厢主体骨架改进结构。分析结果表明，改进后铝合金材料车厢主体骨架结构满足设计要求，轻量化效果明显。

关 键 词 翼开启厢式车；有限元分析；铝合金；优化设计；轻量化

中图分类号 U463.844 文献标志码 A

翼开启厢式车车厢可从左右两侧和后侧打开，货物可从3个方向高效装卸，方便叉车等装卸设备作业。 由于翼开启厢式车对现代物流装卸作业具有很强的适应度，该车型已广泛用于仓储基地、物流转运站、港口、码头等工作场所，也被改装用于影视作业、野战医护等任务[1]，如图1所示。

现阶段，在石油燃料作为主能源的情况下，汽车尾气是环境污染一个不可忽视的因素[2]，在保证汽车工作效率的前提下，在不断追求、不断探索汽车新技术新工艺的道路上，降低质量、实现节能减排、降低油耗成为最可行的减轻汽车尾气排放的重要手段[3]。

汽车技术发展到现阶段，达到汽车轻量化目的的途径有2条，第1条途径是采用轻质材料，例如铝合金材料、陶瓷材料、碳纤维材料。铝合金相比传统钢铁材料具有比重小、传热快、冲压塑性好、耐腐蚀、回收价值高等优势，相对碳纤维材料，高强陶瓷材料，价格优势明显，制作工艺及加工方法也逐渐走向成熟[2]。在专用汽车方面，铝合金厢式半挂车是欧洲道路上的主力运输车型，欧美市场厢式货车占有率已经接近100%，欧洲自卸车、混凝土搅拌运输车和罐式车等专用汽车的车身也大多采用铝合金材质. 与欧洲类似，日本专用车中的 80%为铝合金厢式货车[4-5]。与此同时，我国8.3亿吨，排名世界第九的铝矿储量为铝合金材料的普及应用提供了坚实的原料支持，研究发展铝合金材料的普及应用市场巨大[6]。实现汽车轻量化目的第2种方法是通过对现有产品进行有限元分析，根据有限元分析结果改进结构，达到轻量化目标。针对汽车车厢主体骨架结构轻量化设计，国内外都进行了一些探索和研究。太原理工大学的王伟对全承载式物流专用运输半挂车车身结构进行研究，提出了“双层龙骨式”和“脊柱龙骨式”2种车身骨架结构布置方案，分别进行仿真分析来校核布置方案的可行性。山东农业大学的亓玉晓针对机场快调消防车的设计方案是将骨架焊接在副车架上，并且通过弹性支撑与车架实现柔性联接，并进行有限元分析改进结构，使骨架设计符合要求。此外，国外已出现无骨架车厢。奥地利安波尔车辆公司采用高强度“铁塑夹层板”制作车厢厢体，整个车厢没有骨架：用“铁塑夹层板”制成的墙板起到了骨架的作用。

本文针对翼开启厢式车车厢进行轻量化改进设计，采用铝合金材料替代车厢钢材料[7]，对车厢结构进行有限元分析，合理改进车厢结构，达到轻量化目的。现阶段，针对翼开启厢式车，结合两种轻量化方法进行车厢轻量化设计的有益探索和成功案例还不是很多，因此本文具有一定的探索意义和研究价值。图2给出了论文内容流程图。

1 建立厢体骨架的有限元模型

翼开启厢式车车厢骨架主要由侧翼骨架、前围骨架、后围骨架、栏板、地板构成。翼开启厢式车车厢包含多个结构总成和零件，将车厢结构非关键件清除，利用UG软件建立简化后车厢骨架的三维模型，如图3所示。

与车厢两翼闭合工况相比，车厢两翼展开工况属于危险工况，在车厢侧翼展开90°工况下，车架上纵梁承受更大的载荷作用，产生更大的变形，因此在车厢两翼展开工况边界条件下进行主体骨架有限元分析。结合车厢结构特征，选择单元尺寸为10 mm，单元类型以quad4 单元为主，辅以 tria3单元划分网格，得到车厢主体骨架结构的有限元模型[8]，如图4所示。

2 车厢主体骨架静态有限元分析

2.1 车厢承载侧翼骨架静态分析

车厢骨架结构中，对称布置2根车厢上纵梁分别承担左右侧翼总成重量，本文尝试将车厢骨架结构中两根上纵梁合并为一根上纵梁进行设计探索，降低车厢生产制造中上纵梁装配难度。车厢承载侧翼骨架结构如果只有1根车厢上纵梁，要达到原来2根上纵梁的抗弯效果，需要计算单根上纵梁的抗弯截面系数与2根上纵梁的抗弯截面系数之和相等。图5为抗弯截面系数计算截面形状示意图。

如图5左侧截面形状，抗弯截面系数公式为

[ W1=D4-d46D，] （1）

式中： [W1]是抗弯截面系数[9]；外径为D；内径为d。

若截面为长方形，长方形外部高为H，宽为B，长方形内部高为h，宽为b，对于该种形状截面，抗弯截面系数公式为

[W2=BH3-bh36D]。 （2）

利用公式（2），代入现有车厢上纵梁具体尺寸数值，求出2根车厢上纵梁抗弯截面系数之和。初选单根车厢上纵梁截面外廓形状为100 mm × 100 mm 正方形结构，根据公式（1）及初选上纵梁截面外廓形状，求出单根上纵梁正方形截面厚度为10 mm。另外，当单根车厢上纵梁截面厚度为6 mm时，单根车厢上纵梁质量等于车厢承载侧翼骨架两根上纵梁结構两根上纵梁质量之和。也就是说，为了达到相同的抗弯截面系数，采用单根外廓尺寸100 mm × 100 mm、截面厚度10 mm的上纵梁结构，要比现有的2根上纵梁结构质量大，这对轻量化设计是不利的，但考虑到车厢主体骨架材料已换成铝合金，及安装上纵梁方便性，认为这一部分的质量增加利大于弊。

对车厢支撑侧翼骨架结构进行受力分析，当车厢两翼总成处于展开工况，车厢上纵梁受到两翼总成最大压力，车厢承载侧翼骨架结构底部受到车厢地板承载骨架结构支持力，对车厢承载侧翼骨架结构进行有限元静态分析时，设置有限元材料属性为铝合金材料属性，（铝合金材料特性如表1），将铝合金材料车厢侧翼总成质量（138.54 kg）平均作用在车厢上纵梁6个铰链位置，约束车厢承载侧翼骨架结构与车厢地板承载骨架结构6个搭接位置的全部6个自由度，在有限元静态分析输入模型中添加重力场，方向沿Z轴负向。

经过有限元计算，单根上纵梁车厢承载侧翼骨架结构位移、应变结果如图 6、7所示。

单根上纵梁车厢承载侧翼骨架结构最大位移10.94 mm，最大位移位于上纵梁中间位置，单根上纵梁车厢承载侧翼骨架结构最大应力 80 MPa，最大应力位于車厢上纵梁和车厢承载侧翼骨架结构前后框架搭接处。笔者同时对原车厢骨架进行了有限元分析，制表2对改进后车厢承载侧翼骨架与原车厢承载侧翼骨架进行对比。

单根上纵梁车厢承载侧翼骨架结构最大应力 80 MPa，仍然处于较小应力范围（不超过100 MPa）[10]，根据工程经验，说明单根上纵梁截面厚度尺寸具有一定尺寸优化空间。车厢上纵梁是侧翼骨架的承载部件，为了给上纵梁留有一定安全余量，此处不再进行质量优化。

2.2 车厢地板承载骨架有限元分析

对现有车厢地板承载骨架结构建立有限元模型进行静态分析，车厢地板承载骨架结构承载车厢地板平面以上所有车厢组成质量以及满载货物质量，受到汽车主车架支持力。将车厢地板以上各组成部分的重力分别施加在对应位置，设定车厢地板承载骨架结构材料属性为铝合金材料，约束车厢地板承载骨架结构纵梁下表面所有节点的全部6个自由度，经过有限元静态分析，铝合金材料车厢地板承载骨架结构位移、应力云图如图8、9 所示。

铝合金材料车厢地板承载骨架结构在承载工况下，最大位移2.26 mm，最大位移位于从车厢前部向后第6根横梁一侧顶点。铝合金材料车厢地板承载骨架结构最大应力75 MPa，最大应力位于车厢地板承载骨架横梁结构与纵梁结构搭接位置。

根据经验公式，车厢承载结构最大形变量[11]按如下公式确定

[Smax=L×0.003]， （3）

式中，L为车厢承载结构纵向长度，对应车厢地板承载骨架结构横梁结构长度 1 990 mm。由此求得最大变形量为5.97 mm。认为车厢地板承载骨架横梁结构具有尺寸优化设计空间。

笔者也对Q235材料车厢地板承载骨架结构的有限元静态分析在配套条件下进行了有限元计算，计算结果表明Q235材料车厢地板承载骨架结构最大位移1.34 mm，最大应力90 MPa。

结合铝合金材料车厢地板承载骨架结构有限元静态分析模型，以地板承载骨架横梁型材截面厚度为变量，进行尺寸优化，设定型材截面初始厚度5 mm，厚度上限5 mm，厚度下限 2 mm，在车厢地板承载骨架结构尺寸优化中，约束最大变形节点位移上限为5.97 mm，车厢地板承载骨架结构尺寸优化目标为车厢地板承载骨架结构质量最小。将车厢地板承载骨架结构尺寸优化有限元模型输入求解器进行优化计算，得到车厢地板承载骨架结构尺寸优化迭代次数与厚度、质量的关系，结果如图 10 、11所示。

车厢地板承载骨架结构经过尺寸优化，横梁截面厚度尺寸由5 mm减小为3 mm。经过尺寸优化，铝合金材料车厢地板承载骨架改进结构静态分析位移、应变结果如图 12、13 所示。

铝合金材料车厢地板承载骨架改进结构在承载工况下，最大位移4.97 mm，与改进前铝合金材料车厢地板承载骨架结构最大位移2.26 mm相比，增大 2.71 mm，但仍小于最大允许变形量5.97 mm。铝合金材料车厢地板承载骨架改进结构最大应力90 MPa，车厢地板承载骨架改进结构最大应力仍处于比较小的应力范围内（小于100 MPa）。铝合金材料车厢地板承载骨架结构尺寸优化设计达到预期目标，尺寸优化效果明显。制表3对车厢地板承载骨架结构优化设计结果进行整理。

3 车厢主体骨架模态分析

对改进的车厢主体骨架结构进行模态分析，确保车厢主体骨架改进结构固有频率避开路面激振频率0～3 Hz和发动机激振频率25～94 Hz[12]。 经求解器进行计算，得到前12阶自由模态，车厢主体骨架结构自由模态计算结果中的前6阶模态为刚体模态，频率为0 Hz，在模态分析时没有实际意义，因此选择除刚体模态之外的前6阶非刚体模态进行分析，如图14所示。

利用HyperView查看模态分析结果，各阶模态频率与振幅如表4所列。改进后车厢主体骨架结构前6阶非刚体模态固有频率均避开25～94 Hz激励区间。路面不平度引起的激励频率约在3 Hz以下，可以避开对车厢主体骨架结构影响较大的前6阶非刚体模态频率区间。故铝合金材料车厢主体骨架改进结构模态特性满足要求。

4 结论

以某型翼开启厢式车主体骨架为研究对象，对其进行轻量化研究，得到铝合金材料车厢主体骨架改进结构，通过对改进结构进行有限元分析，得出改进结构静态分析最大位移、应力均在许可范围之内，轻量化效果明显。铝合金材料车厢骨架改进结构自由模态频率避开了发动机和地面激振频率，模态特性符合设计要求。对翼开启厢式车的轻量化研究有一定的借鉴意义。

参考文献：

[1] 冯伟文. 中国商用专用车市场需求研究[D]. 武汉：武汉理工大学，2008.

[2] 张昱虹. 关于汽车尾气对人体健康的危害研究[J]. 科技与企业，2014（6）：155.

[3] 王书贤，向立明，刘鹏，邓利军. 基于拓扑优化的某汽车悬架控制臂轻量化设计[J]. 轻工科技报，2017，33（10）：30-31.

[4] 石秀忠. 轻量化材料在汽车领域的应用趋势[J]. 辽宁科技学院学报，2009，11（4）：10-14.

[5] 宁文祥. 铝合金：实用的专用汽车轻量化方案[J].专用汽车，2012（8）：58-59.

[6] 王大伟，王祝堂. 铝在厢式车与专用运输车中的应用[J]. 轻合金加工技术，2016，44（4）：1-5.

[7] 李春风，柳振江，王建平. 我国铝矿资源现状分析及可持续发展建议[J]. 中国矿业，2014，23（8）：5-10.

[8] 龙超. 菱形收割机车架有限元分析及优化[J]. 机械科学与技术，2014，33（1）：8-12.

[9] 刘鸿文. 材料力学I[M]. 第4版. 北京：高等教育出版社，2004：143.

[10] 刘伟燕，王书伟. 轻量化技术在汽车车身上的应用[J]. 汽车工程师，2011（2）：50-54.

[11] 焦晨龙. 联合收割机机体的结构优化[D]. 天津：河北工业大学，2015.

[12] 余志生. 汽车理论[M]. 第5版. 北京：机械工业出版社，2009：204.

[责任编辑 杨 屹]