全承載式大客車車身結構多目標優(yōu)化

1、2008年(第30卷)第2期汽車工程AutomotiveEngineering2008(Vol.30)No.22008038全承載式大客車車身結構多目標優(yōu)化劉江,桂良進,王青春,范子杰(清華大學,汽車安全與節(jié)能國家重點實驗室,北京100084)摘要建立了全承載式大客車車身骨架的有限元模型,對車身骨架結構進行了振動模態(tài)和靜力學分析。然后對車身骨架結構進行設計參數(shù)靈敏度分析,得出車身骨架扭轉剛度和一階扭轉頻率對各部件設計參數(shù)的靈敏度。在此基礎上,以車身骨架桿件厚度為設計變量,通過兩階段結構優(yōu)化設計,在整車骨架質量增加很少的條件下,提高了整車結構的扭轉剛度和一階扭轉頻率值;同時,一輪懸空工況下的整車

2、結構應力峰值明顯下降,應力分布更加均勻,整車骨架結構設計更為合理。關鍵詞:大客車;車身結構;有限元分析;優(yōu)化設計Multi2objectiveOptimizationontheBodyStureofBusLiuJiang,GuiLiangjin,WFanTsinghuaUniversity,StateKeyLASaf,Beiing100084thebodyframeofintegralbusisbuiltandthevibrationmodalanalysisandonbodyframestructure.Thenthesensitivitiesoftorsionalstiff2nessand

3、first2ordertorsionalvibrationfrequencytodesignparametersofbodyframeareobtainedbysensi2tivityanalysis.Onthisbasistwostagesofoptimizationdesignareperformedwiththesectionsizesofframebarsasdesignvariables.Asaresult,thetorsionalstiffnessand1stordertorsionalvibrationfrequen2cyareraisedwithonlyslightincrea

4、seinframemass.Inaddition,thepeakstressofthewholebodystruc2tureintheconditionofonefrontwheelsuspendedisgreatlyreducedwithevenerstressdistributionandthedesignofwholebodyframestructuretendstobemorerational.Keywords:bus;bodystructure;FEA;optimaldesign案,研究了在增加較少質量的條件下提高低階頻率前言全承載式客車車身技術是新一代的客車車身設計技術,在國外已經(jīng)

5、得到廣泛應用。全承載客車車身結構的優(yōu)點是:車身質量較輕,結構剛度高,比傳統(tǒng)的非承載式客車車身具有更好的安全性、舒適性和環(huán)保性能。因此它逐漸成為客車設計的主流。目前客車的結構優(yōu)化設計多以輕量化為主,一般選取車身骨架結構質量最小作為目標函數(shù),扭轉剛度和低階頻率作為狀態(tài)變量加以約束,最后得到合理的輕量化方案1-4。基于有限元分析結構優(yōu)化設計也是剛度優(yōu)化的有力技術手段。文獻5對某轎車提出了拓撲優(yōu)化和尺寸優(yōu)化兩種結構優(yōu)化方的方法。文獻6通過對半承載式大客車車身結構進行有限元分析,總結了半承載式大客車車身結構件對整車剛度的影響,對車身結構初步設計具有指導意義。文獻7利用ANSYS軟件就某輕型客車的車身骨架

6、及車架各部件對車身彎曲剛度和扭轉剛度的靈敏度進行分析,并對車身結構進行了剛度優(yōu)化設計。在車身骨架有限元分析的基礎上,作者以提高整車扭轉剛度和一階扭轉頻率為目標,整車最大應力為約束,在保證質量增加很小的前提下,對某全承載式大客車車身結構進行了多目標優(yōu)化設計。優(yōu)化設計后,整車結構扭轉剛度和一階扭轉頻率有了較大提高,整車應力分布更加均勻,骨架結構設計更為合理。原稿收到日期為2007年4月28日,修改稿收到日期為2007年6月8日。© 1994-2010 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserv

7、ed. 2008(Vol.30)No.2劉江,等:全承載式大客車車身結構多目標優(yōu)化1711車身結構有限元模型111有限元分析模型的建立該車為全承載式大客車,承載結構主要由車身骨架、懸架系統(tǒng)和輪胎組成。車身骨架是由異型管和型鋼焊接而成的空間薄壁桿系結構。采用空氣懸架系統(tǒng),前懸架為獨立懸架,后懸架為非獨立懸架。使用MSC.Patran建立車身骨架有限元模型,建模時忽略了車身蒙皮、玻璃和內飾的影響。車身骨架為薄壁結構,用殼單元來模擬;空氣彈簧用Bush單元模擬;車橋、橫向穩(wěn)定桿和推力桿采用梁單元模擬;輪胎用彈簧單元模擬。將車身骨架各部件組裝,并以Msc.Nastran提供的Cweld單元定義焊點。懸

8、掛系統(tǒng)與車身結構的連接用剛性單元來模擬。11模型。單元數(shù)和焊點數(shù)分別為399481、362598和20046。112有限元分析計算工況靜力學分析時考慮以下3種工況來模擬客車的圖2多目標優(yōu)化的求解思路212優(yōu)化方法結構優(yōu)化以Msc.Nastran內部提供的優(yōu)化程序為優(yōu)化求解器,采用考慮目標函數(shù)負梯度為尋優(yōu)方向的一維搜索方法,則用“修提供的試驗設計法對連續(xù)。213優(yōu)化計算工況由于要進行扭轉剛度和固有頻率的計算,車身結構優(yōu)化的計算工況選取扭轉和自由組合工況,即分2個子步進行加載:(1)客車空載水平放置,在前后空懸支撐處約束平動自由度,前空懸右側支撐處施加向上的反力,模擬車身扭轉狀況;(2)解除所有約

9、束,使車身結構處于自由狀態(tài)以計算振動模態(tài)。214設計變量的選取實際使用情況。(1)滿載彎曲工況客車在滿載狀態(tài)下水平放置,模擬客車在平坦路面上勻速行駛時的車身承載情況。約束條件為將模擬輪胎的彈簧單元的下節(jié)點(接地)3個自由度全部約束,上節(jié)點(接車橋)只約束水平面的剛體位移。(2)右前輪懸空工況客車在滿載狀態(tài)下水平放置,后兩輪固定,右前輪懸空,模擬客車在崎嶇不平的路面上低速行駛時受到的扭轉載荷。約束條件為在彎曲工況邊界的基礎上,放開右前輪彈簧單元下節(jié)點的約束。(3)左前輪懸空工況模擬狀況和邊界處理類似右前輪懸空工況。優(yōu)化設計選取車身骨架結構件厚度作為設計變量,車身結構件較多,厚度變量達486個,為

10、提高優(yōu)化設計效率,結構優(yōu)化前要進行靈敏度分析,以選取優(yōu)化設計變量。文中在靈敏度分析時引進了2個靈敏度指標:K/M和F/M。其中K/M為扭轉剛度對設計變量的靈敏度與質量對設計變量的靈敏度的比值;F/M為一階扭轉頻率對設計變量的靈敏度與質量對設計變量的靈敏度的比值1-2。當該比值大于0時,絕對值越大,說明增加等量的剛度或模態(tài)頻率所需增加的質量越小;當上述比值小于0時,絕對值越大,說明減小相同的質量可帶來較大的剛度或振動頻率的增加。設計變量對車身骨架扭轉剛度和一階扭轉頻率的靈敏度分析結果如圖3和圖4所示。圖3、圖4中設計變量001093代表左、右側圍部件厚度,094417表示底架部件厚度,41843

11、9為前后圍部件厚度,440486表示頂蓋構件厚度。由靈敏度分析結果可知,側圍上縱梁、異型管腰2車身結構優(yōu)化211優(yōu)化求解思路本文為多目標優(yōu)化問題,結構優(yōu)化遵循的總原則是:在保證輕量化的前提下,盡可能提高整車扭轉剛度和一階扭轉頻率。優(yōu)化求解思路如圖2所示。© 1994-2010 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved. 172汽車工程2008年(第30卷)第2期式中X=x1,x2,x3,xnT為優(yōu)化設計變量;xi(i=1,2,n)代表車身骨架桿件的截面厚度,本次優(yōu)化選取62個設計變量

12、,均為靈敏度分析結果中K/M和F/M都較大的變量;f(X)=Disp(X)為優(yōu)化目標函數(shù),Disp(X)表示前懸架右側支撐處節(jié)點P的Z向位移函數(shù);f1(X)fL為一階扭轉頻率約束,fL取車身初始設計結構一階扭轉頻率值;max2str(X)0為整車車身結構最大應力約束,0取車身初始設計結構整車最大應力值。圖3車身骨架K/M靈敏度21512輕量化數(shù)學模型進行剛度優(yōu)化后,發(fā)現(xiàn)車身骨架質量增加較多,因此須進行輕量化設計。輕量化數(shù)學模型為findX=x1,x2,x3,xmTRmminf(X)=VTOTs.t.f1(X)fGJGJ122xj=334x1=55圖4車身骨架F/M靈敏度(2)415xh=666

13、15xp=888xq=1010梁、側圍斜撐、窗立柱、底架的前空懸左右氣囊支撐橫梁、底架中部縱梁、底架中段部分斜撐和底架安裝后輪處的兩對八角斜撐以及頂蓋中部構件對扭轉剛度的影響較大;對一階扭轉頻率靈敏度較高的部件主要集中在側圍和頂蓋部分,底架部件影響較小。另外所有變量與扭轉剛度均成正相關,因此要提高扭轉剛度,必然增加質量。圖3和圖4顯示,部分構件厚度參數(shù)對車身結構扭轉剛度和一階扭轉頻率都很敏感,這些部件對優(yōu)化設計價值很高,應優(yōu)先選取作為設計變量。215優(yōu)化模型21511剛度優(yōu)化數(shù)學模型式中X=x1,x2,x3,xmT為優(yōu)化設計變量;xi(i=1,2,m)代表車身骨架桿件的截面厚度,本次優(yōu)化選取1

14、40個設計變量,均為靈敏度分析結果中K/M和F/M值很小的部件;其中f(X)=VTOT為目標函數(shù),表示車身骨架質量;f1(X)fL為一階扭轉頻率約束,fL為剛度優(yōu)化后車身結構的一階扭轉頻率值;GJ(X)019GJ1為整車車身結構扭轉剛度約束,GJ1為剛度優(yōu)化后整車車身結構的扭轉剛度值;變量約束上限均取變量初值。216優(yōu)化歷程由圖5可知扭轉剛度目標函數(shù)(前空懸右支撐處位移)從9195mm收斂到7191mm,扭轉剛度提高了23183%。圖6說明剛度優(yōu)化后,一階扭轉頻率從剛度優(yōu)化選擇扭轉剛度作為目標函數(shù),一階扭轉頻率和整車最大應力作為狀態(tài)變量進行約束。剛度優(yōu)化數(shù)學模型為findX=x1,x2,x3,

15、xnTRnminf(X)=Disp(X)s.t.f1(X)fLmaxstr(X)01xi=23152xj=344xk=56(1)© 1994-2010 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved. 2008(Vol.30)No.2劉江,等:全承載式大客車車身結構多目標優(yōu)化1737122Hz提升至7193Hz。而圖7顯示剛度優(yōu)化過程中質量增加了238kg,超出車身骨架質量的5%。由圖8、圖9可知,然帶來質量的增加。21712輕量化設計方案選取底架部分對剛度敏度較低的140個部件厚度參數(shù)作

16、為設計變量進行優(yōu)化,其中底架與側圍相連的橫梁厚度從2mm降至1125mm;底架部分斜撐厚度從2mm降至1mm;底架部分縱向部件厚度從2mm降至1mm。由于設計方案涉及部件較多,位置較為離散,這里不在列表說明。輕量化過程中車身骨架質量下降208kg,且隨著圖7剛度優(yōu)化整車質量的減輕,一階扭轉頻質量變化歷程率出現(xiàn)振蕩,最后升至8114Hz?？梢?輕量化雖然帶來了扭轉剛度的略微下降,但低階振動頻率反而升高,這說明優(yōu)化后車身骨架結構設計更為合理。3車身結構優(yōu)化前后性能參數(shù)對比結構優(yōu)化后,車身骨架結構性能參數(shù)得到顯著提升,如表2所示。表2/kg/kNm-/Hz一階彎曲頻率/Hz彎曲工況整車最大應力/MP

17、a優(yōu)化方案225145712219184120248278245231152811421138157218215變化3023183%12174%7176%+37-30-63圖8數(shù)變化歷程圖9輕量化一階扭轉頻率變化歷程左前輪懸空工況整車最大應力/MPa右前輪懸空工況整車最大應力/MPa217車身骨架優(yōu)化設計方案21711剛度優(yōu)化設計方案采用上述建模與優(yōu)化方法,根據(jù)優(yōu)化計算結果同時結合生產(chǎn)的可行性,制定剛度優(yōu)化設計方案如表1所示。表1客車車身骨架剛度優(yōu)化設計方案(mm)各分總成剛度優(yōu)化設計方案側圍上縱梁厚度由2改為315;腰梁厚度由2改為2125;側圍前4根窗立柱厚度由2改為315;后窗立柱厚度由

18、2改為2175;側圍前部上下貫通的斜撐厚度由2改為3125;中門處頂梁厚度由2改為315;第二側窗下斜撐及立柱厚度由2改為315;側圍頂部縱梁厚度由2改為3125中部三根龍門梁厚度由2改為315;中部其余橫梁厚度由2改為315;中部斷口邊襯梁厚度由5改為6;中部安裝空調處的兩側縱梁厚度由2改為315前懸架左右氣囊支撐橫梁厚度由5改為5175;前懸支撐橫梁上部左右對稱的8根立柱厚度由2改為315;底架底部從前往后第一對縱梁厚度由2改為1175;安裝后輪處上縱梁厚度由2改為3,兩對八角斜撐厚度由2改為315;后空懸推力桿支座上部橫梁及與其相連的立柱厚度由2改為3;安裝衛(wèi)生間處底部斜撐厚度由2改為3

19、15從表2可以看出,優(yōu)化后整車扭轉剛度提高約24%,一階扭轉頻率提高約13%,一階彎曲頻率提高約8%。質量增加較少,約占原車身骨架質量的112%。右前輪懸空工況下整車最大應力從278MPa下降到215MPa;左前輪懸空工況最大應力從248MPa下降到218MPa,雖然彎曲工況最大應力有所增加,但也僅為157MPa。車身結構材料使用16Mn,屈服極限為345MPa。優(yōu)化后3種工況下車身結構強度安全裕度較高,且應力分布更加均勻,綜合性能得到較大提升,優(yōu)化方案可行。側圍4結論對某全承載式大客車車身結構進行了有限元分析,得到了車身結構扭轉剛度、振動頻率、應力水平及分布等重要數(shù)據(jù)。在此基礎上,以車身骨架

20、部件厚度為設計變量,通過兩個階段的結構優(yōu)化設計,在車身骨架質量增加很少的情況下,扭轉剛度和一階扭轉頻率有了顯著提高,同時應力分布更加均勻。所給出的車身骨架優(yōu)化設計方案符合現(xiàn)有型材規(guī)(下轉第150頁)頂蓋底架由表1可以看出,除底架某對縱梁外所有作為設計變量的部件厚度值均增加,所以剛度優(yōu)化后必© 1994-2010 China Academic Journal Electronic Publishing House. All rights reserved. 150汽車工程2008年(第30卷)第2期統(tǒng)需要進行深入研究。6結論側面碰撞乘員損傷因素模型能夠在較寬的侵入速度范圍和各種侵入形態(tài)

21、,以及具有車門內飾系統(tǒng)的條件下進行較精確的模擬。文中定量分析了侵入速度、侵入形態(tài)、車門內飾系統(tǒng)的剛度特性對乘員損傷的影響,為側面碰撞結構設計和約束系統(tǒng)的開發(fā)提供理論指導。若控制侵入速度在8m/s以下,髖部具有125mm的提前量,并配以適當剛度的車門內飾系統(tǒng),能夠顯著提高側面碰撞乘員安全等級。參考文獻1Freerk,Ericvan,Unger,etal.Side:SledTestingand/YMOChina,November30,2005.YMOBV.TheoryManualM.Version613.TheNetherlands:TNO,2005.3CopesWS,SaccoWJ,Champi

22、onHR,etal.ProgressinCharacterizingAnatomicInjuryC/Proceedingsofthe33rdAnnualMeetingoftheAssociationfortheAdvancementofAutomotiveMedicine,Baltimore,MA,USA2005-218.4ShashiKuppa.InjuryCriteriaforSideImpactDummiesR.NationalTransportationBiomechanicsResearchCenter,2004.圖10內飾系統(tǒng)對肋骨壓縮量的影響其最優(yōu)的內飾系統(tǒng)剛度是112kN/37

23、15mm。圖11胸部損傷與內飾系統(tǒng)剛度的關系5KowsikaMurthy,ShiYibing,NusholtzGuy.ES22Dummy:LumpedSpring2MassModelandParametricEvaluationofRe2sponseC/The18thInternationalTechnicalConferenceontheEnhancedSafetyofVehiclesProceedingsNagoya,Japan,May19-22,2003.因此,在不同侵入速度、不同侵入形態(tài)以及不同內飾系統(tǒng)厚度條件下,配以何種剛度特性的內飾系(上接第173頁)格,切實可行,已在企業(yè)新產(chǎn)品開發(fā)中得到應用。這不僅提高了該車型在客車產(chǎn)品中的競爭力,同時也為同