车架结构设计优化

车架结构设计优化＊

２１２０１３ 江苏大学汽车与交通工程学院 陈大陆 何志刚 朱茂桃 ２１００１３ 南京依维柯客车有限公司 孙 军 陈上华

摘要 以某车架为研究对象，采用参数化有限元分析方法，进行了弯曲和弯扭工况下的应力、应变研究。通

过电测量技术得到实验数据，将其与计算模型进行对比验证，以保证有限元模型的合理性，进而对车架进行了全

参数化模型的结构设计优化。以整车轻量化为目标，得到了满足结构强度的最优方案。 Ａｂｓｔｒａｃｔ Ｔｈｅ　ｌｉｇｈｔ－ｗｅｉｇｈｔ　ｆｏｒ　ｂｕｓ　ｂｏｄｙ　ｉｓ　ｔｈｅ　ｋｅｙ　ｔｅｃｈｎｉｑｕｅ．　Ｉｎ　ｔｈｅ　ｐａｐｅｒ　ｂｏｄｙ　ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ　ＦＥＭ　ｍｏｄｅｌ　ｉｓ　ｂｕｉｌｔ

ａｎｄ　ｖｅｒｉｆｉｅｄ　ｂｙ　ｔｈｅ　ｅｌｅｃｔｒｏｎｉｃ　ｔｅｓｔ．　Ｆｒｏｍ　ｔｈｅ　ｓｉｍｕｌａｔｉｏｎ　ａｎｄ　ｔｅｓｔ　ｒｅｓｕｌｔｓ　ｗｅ　ａｃｑｕｉｒｅ　ｔｈｅ　ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ　ｒｉｇｉｄｎｅｓｓ　ａｎｄ

ｓｔｒｅｎｇｔｈ　ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ　ｏｆ　ｔｈｅ　ｂｏｄｙ　ｉｎ　ｔｈｅ　ｂｅｎｄ　ｃａｓｅ　ａｎｄ　ｔｗｉｓｔ　ｃａｓｅ　ｗｈｉｌｅ　ｆｕｌｌ　ｌｏａｄｅｄ．　Ｂａｓｅｄ　ｏｎ　ｔｈｅ　ｖｅｒｉｆｉｅｄ　ｍｏｄｅｌ，　ｔｈｅ

ｆｒａｍｅ　ｉｓ　ｒｅｍｏｄｅｌｅｄ　ｆｕｌｌｙ　ｐａｒａｍｅｔｒｉｃａｌｌｙ　ａｎｄ　ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ　ｄｅｓｉｇｎ　ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ　ｉｓ　ｄｅｖｅｌｏｐｅｄ　ｔｏ　ｒｅｓｅａｒｃｈ　ｔｈｅ　ｂｏｄｙ　ｌｉｇｈｔ－

ｗｅｉｇｈｔ　ａｐｐｒｏａｃｈ．

关键词：车架　有限元　强度　试验　设计优化　轻量化

１ 前言

车身骨架属于高次静不定结构，很难求得解析

解。在计算机技术迅速发展的今天，有限元方法

（ＦＥＭ）在对汽车车身骨架进行的力学性能的研究

及优化设计中，已被证明是一种最成功、应用最广

泛的近似分析方法［１］。

２ 整车模型建立与计算

以某轻型客车为例，其建模原则是尽量保持原

车的主要结构特征，并在此基础上，忽略或简化一些对整车应力分布影响较小的细微特征以简化建模工

作［２］　［３］。运用ＡＮＳＹＳ软件中的ＳＨＥＬＬ６３壳单元模拟

车身薄壁件；　ＢＥＡＭ４和ＣＯＭＢＩＮ１４单元模拟车身的

后钢板弹簧悬架；ＣＯＭＢＩＮ１４单元模拟前螺旋弹簧

悬架。建立的有限元模型如图１，它考虑了满载弯曲

与满载扭转两种典型工况，其中满载扭转工况采用

左后轮悬空的方式。３ 电测量及其与计算结果的对比分析

为了考察所建立的车身骨架模型、边界条件及

载荷的处理方式是否较正确、客观地反映实际情

况，以及计算结果的合理性，进行了电测量实验。根

据计算模型得出的计算结果和国家客车车身应力测

试标准，在车身的相应部位贴上应变片，并按照客

车电测量标准加载。静态测试系统框图见图２。电阻应变片（花） 预调平衡箱 静态电阻应变仪ＹＪ－２５ 电源

图２ 静态测试系统框图

实验结果中，

满载弯曲工况下，最大应力位于

钢板弹簧后吊耳与车架相连接处附近，与计算结果位置接近，其值为６０．１ＭＰａ，小于计算最大值６６．５ＭＰａ。满载扭转工况下，实验应力最大处在支

撑车厢右边第一支架的上表面，其值为１０９ＭＰａ，接

近计算值１１３．４ＭＰａ。可见所得最大应力值与数值计

算最大值相比略小，各应力较大处分布位置与数值

计算结果基本吻合。以弯扭工况下车架左纵梁上采

样点为例，给出实验结果与数值计算结果的比较及

相对误差见表１。同样，对比数值计算结果与实验

结果中各主要对角线变形量，也是相当接近，最大

相对误差为６．４％，见图３。

通过计算值与实验结果对比可见，所建立的有

限元模型正确，合理。同时也可以看出，车架尤其是

横梁上的应力值普遍较小，说明横梁存在较大的富余。所以后面对车架进行了设计优化，在保证强度、

＊　２００３年江苏大学青年科学基金资助项目陈大陆等：车架结构设计优化

图１ 整车有限元模型５刚度符合要求的情况下，以车架轻量化为优化目标，

达到缩减成本、降低燃油耗、减小排放的目的［４］。

表１ 弯扭工况下车架左纵梁采样点实验结果与数值计算

结果的比较及相对误差

节点编号

２５７５

２５６１

２５０６

２５９６

２４６８ ２１４８

２２４４

３２４０

５００ ａ．　满载弯扭工况 ｂ．　满载弯曲工况

图３ 整车各主要对角线变化量数值计算结果与实验结果比较 （对角线编号１～６分别对应：　车架左前右后对角线、车架左后右

前对角线、车厢左前右后对角线，车厢左后右前对角线、驾驶室左前

右后对角线、驾驶室左后右前对角线，实线为实验值，虚线为计算值）

４ 优化设计

车架作为整车的装配基体，承载了整车绝大部

分载荷，在整车骨架中居于重要地位，属重要安全

部件。在过去的车架设计中，往往会因为一味加强

车架，而选取过大的安全系数，造成材料的浪费并使

整车质量利用率偏低。这里以车架为优化设计对

象，选择满载弯扭工况进行基于有限元方法的结构设计优化，以寻求更为合理的车架结构参数［５］。

４．１ 车架参数化优化模型 基于前述整车有限元计算和电测量结果所论证

的模型数据，对车架采用ＡＰＤＬ语言进行参数化建

模，这样可以方便地对具有不同设计参数的车身部

件建立有限元模型，并用该有限元模型模拟各种复

杂的工作状况。采用参数化方法也可使优化设计分

析中多次修改参数变得更加容易。

４．２　优化变量选取 设计变量、状态变量和目标函数总称为优化变

量。ＡＮＳＹＳ优化的命令流控制文件中，这些变量是由用户定义的参数来指定，并明确指明其类型的。

使用参数Ｈ１～Ｈ１０作为设计变量，分别代表车

架各纵横梁的初始厚度。定义最大应力和应变为状

态变量，定义车架质量为目标函数。

４．３　优化工具和优化方法 由于研究对象是车架，优化问题也仅涉及于结

构上，而不涉及其他的应力场，如热应力场等，所

以采用零阶方法和等步长搜索工具。

４．４　设计优化结果 从图４，５，６，７，　表１可以看出车架各子结构

经过设计优化后，整体质量在最大应力不超过７５ＭＰａ的约束下，下降幅度较大。其中Ｈ４经过循

环寻优后，其尺寸从５ｍｍ降为１．５１ｍｍ，下降了７０％；

Ｈ９从５ｍｍ降为１．７３ｍｍ，　下降了６５％。这两个结构

尺寸下降百分比在整体尺寸下降百分比中分别居第

一、第二位。其原因，可以从车架原模型中看出：

１）　Ｈ４代表车架第三横梁以及Ｈ９代表车架第八

横梁上除了整体车身的偏置载荷外，没有承受任何

直接施加的载荷。虽然这两根横梁所处力学状态大致相同，但由于第三横梁是位于车架的中间，前后

的横梁都可以转移承担大量的应力，所以其尺寸在优化后下降最大，而第八横梁由于其处于车架末

段，构成车架框架结构的一个重要收尾部分，在整

车的载荷作用下，该梁的结构尺寸不能有非常大的改变，否则会大大影响车架的整体应力分布。因为

其所处的力学状态的关系，这两根横梁相对其他横

梁而言，结构尺寸可以有比较大的优化空间，但优

化百分比的多少则具体视其所处结构位置的重要性。

循环 循环

图４ Ｈ１～Ｈ５设计优化图 图５ Ｈ６～Ｈ１０设计优化图

循环 循环

图６　最大应力设计优化图 图７　车架质量设计优化图

２）　其他各梁结构尺寸变化也很大，尤其是当优 计算应力值

／ＭＰａ

４．２

９．３ ３９．４

１０．２

１６．３

２２．７

１７．５

１４．２

２６．７实验应力值

／ＭＰａ

６．３

８．５ ３３．２

１２．４

１４．７

１９．６

１９．３

１２．６

２３．４相对误差

／％

２５．０

１１．１

１５．３

２０

１２．５

１３．６

１１．７１４．３

１１．５拖拉机与农用运输车 第２期２００４年４月６化循环进行到一定次数时，各参数都趋近于同一

数值。

从表２中可以看出：

（１）　在第１２次循环结束后得到了在当前约束、载

荷、工况下的最优设计优化结构。第一次循环的结

果实际上就是车架在初始状态下的结构参数。由于

车架是１６ＭｎＬ材料，弹性极限应力σｓ　＝３４３．２５ＭＰａ，考

虑到车辆在行驶过程中的动载荷、疲劳及材料缺陷引起

的应力集中等问题，取安全系数为２．５，　则［σｓ ］＝１３７．３ＭＰａ，

可见，优化后的车架最大应力也远远小于许用应

力。

根据经验，整车最大应力往往出现在车身上，

通常在１００ＭＰａ左右，局部区域可能会达到１５０ＭＰａ

以上。由于车架在设计中通常受到最大关注，所用材料最好，安全系数余量也远远大于车身的安全系

数余量。这种状况十分不利汽车整体轻量化。当前

的优化设计结果，在保证足够车架结构强度的前提

下，大大降低了车身与车架之间的应力差距，使车

架能够为车身骨架承担更多的应力。从这个意义而

言，可以说已经达到了整体承载的目的。

５ 优化车架后数值模型计算

以优化结果为基础，　将Ｈ１～Ｈ１０按板材规格取

整，代入车架模型再次计算。以满载弯扭工况为例，

算得整车最大应力为１３２ＭＰａ；车身主要对角线最

大变化量为８．２５ｍｍ，是优化前该工况最大变化量两倍左右。这说明，优化后整车质量降低，强度变

化不大，但引起了整车刚度的下降；不过仍然在许

可范围内。表３列出了优化前后满载弯扭工况下车

身主要对角线变化量计算值比较。

６ 结论

综上所述，车架结构在整体状况下，牺牲一定

的强度与刚度，从而实现轻量化的优化方法是完全

可取的，其优化结果也是可信、可靠的，为实际的

车身结构优化设计提供了一种可行的方法。

但是也应该看到这种方法只是简单地对车架结

构提出了截面尺寸上的优化，在设计优化中尚处于初级阶段，且只是针对车架进行了参数化设计，而 表２ 车架设计优化参数优化结果（Ｈ１～Ｈ１０） ｍｍ

循环 Ｈ１ Ｈ２ Ｈ３ Ｈ４ Ｈ５ Ｈ６ Ｈ７ Ｈ８ Ｈ９ Ｈ１０ 最大应力／ＭＰａ 体积／ｍ３ 质量／ｋｇ

１ ５ ５ ５ ５ ５ ５ ５ ５ ５ ５ ２８．８５ ０．０３１５ ２４５．７

　１２ ３．７１ ４．２２ ３．３８ １．５１ ３．８０ ３．３４ ３．３２ ２．８７ １．７３ ４．３８ ７２．４４ ０．０１９０ １４８．４原模型的安全系数过大，优化后车架质量从２４５．７ｋｇ

下降到１４８．４ｋｇ，下降了３９．６％。

（２）　车架优化后的最大结构应力为７２．４４ＭＰａ，较

优化前最大结构应力２８．８５ＭＰａ大大提高，这是结

构尺寸下降后造成结构强度大幅下降的直接体现。但是就车架乃至整体车身而言，可以得到以下结论：

表３ 优化前后满载弯扭工况

下车身主要对角线变化量计算值比较 ｍｍ位 置 优化前 优化后

车架左前右后对角线 ３．２６１ ５．７２

车厢左后右前对角线 ３．２７９ ６．７９

车架左后右前对角线 ４．０５６ ８．２５

驾驶室左前右后对角线 １．８１２ ３．５１

车厢左前右后对角线 ０．２１ ３．２１

驾驶室左后右前对角线 ２．６１９ ４．６７

没有对整体车身上的所有总成进行一起考虑，对约

束和载荷的简化也难免会增大误差。

另外只从强度的角度来考虑进行车架的优化，

对于刚度未施加任何约束；不过借助现有的拓扑优化理论，可以把刚度、强度分别作为两个非耦合的

空间来一起考虑其优化。

参 考 文 献

１ 龚培康． 汽车拖拉机有限元法基础． 北京：机械工业出

版社，１９９５

２ 吴诰皂，吴湘燕．　客车车身有限元强度分析及载荷条件的

确定．　机械工程学报，１９９７，３３，（５）．　８３～８７．

３ 谢军．　汽车车身有限元建模与动力学分析：［学位　论文］．

南京：　东南大学，１９９９．５