基于應力優(yōu)化的大客車(chē)結構多目標優(yōu)化

.設計.計算.研究.基于應力優(yōu)化的大客車(chē)結構多目標優(yōu)化*丁煒琦蘇瑞意桂良進(jìn)范子杰(清華大學(xué)汽車(chē)安全與節能?chē)抑攸c(diǎn)實(shí)驗室)[摘要]對某全承載式大客車(chē)進(jìn)行了結構有限元分析.研究了該客車(chē)結構強度、振動(dòng)模態(tài)頻率.質(zhì)量等多個(gè)性能目標的優(yōu)化設計問(wèn)題。分析結果表明,該客車(chē)初始設計模型的剛度滿(mǎn)足設計要求但應力較大強度儲備不足,因此采用優(yōu)化結構最大應力的方法進(jìn)行優(yōu)化。經(jīng)過(guò)兩個(gè)階段的優(yōu)化設計,顯著(zhù)降低了結構最大應力,提高了一階扭轉頻率，減輕了車(chē)身骨架質(zhì)量，客車(chē)結構設計更為合理。主題詞:客車(chē)全承載式 有限元結構優(yōu)化中圖分類(lèi)號:U462.2文獻標識碼:A 文章編號: 1000 -3703(2010)04- 000-04Multi- -objective Optimization on Bus Structure based onOptimized StressDing Weiqi, Su Ruiyi, Gui Liangjin, Fan Zijie(State Key Laboraiory of Automotive Safety and Energy Conseratin, Tsinghua University)[Abstract ]Structural FE analysis on an integral bus is perforned, in which optimal design of multiple performanceobjectives of structural strength, vibration modal frequency and mass is researched. The result of finite element analysisshows that the siffness of the initial design model of the bus meets design requirements, but the stress is very high andthe strength reserve is relatively poor, therefore, the optimization method which optimizes the maximum stress of structureis adopted. After the optimal design of two stages, the maximum stuctural stress is significantly reduced, the first -ordertorsional frequency is improved, the weight of body frame is reduced, and the structural design of the bus is morereasonable.Key words: Bus, Integral, Finite element, Structural optimization璃和內飾的影響。車(chē)身骨架薄壁管件用殼單元模擬,1前言并用CWELD單元模擬焊接。懸架系統中，空氣彈簧本文首先利用MSC.Nastran有限元求解器得到用Bush單元模擬,車(chē)橋橫向穩定桿和推力桿用梁了某全承載式大客車(chē)的結構性能參數，發(fā)現其結構單元模擬,輪胎用Spring單元模擬,懸架與車(chē)身的剛度滿(mǎn)足設計要求但應力較大、強度儲備不足,振動(dòng)連接用RBE2模擬。最后得到如圖1所示的整車(chē)車(chē)模態(tài)頻率與車(chē)身骨架質(zhì)量可進(jìn)一步優(yōu)化, 因此有必身骨架結構有限元模型,其中包含376 008個(gè)單元要對其結構進(jìn)行優(yōu)化設計。為此，采用優(yōu)化結構最和24893個(gè)焊點(diǎn)。大應力的方法，基于MSC.Nastran優(yōu)化程序研究該客車(chē)的結構多目標優(yōu)化問(wèn)題。2有限元分析2.1有限元模型該大客車(chē)車(chē)身形式為全承載式,車(chē)身骨架是由異型管和型鋼焊接而成的空間薄壁桿系結構。該客車(chē)采用空氣彈簧懸架系統,其中前懸架為獨立懸架,圖1車(chē)身骨架有限元模型后懸架為非獨立懸架。2中國煤化工建立車(chē)身骨架的有限元模型時(shí)不考慮蒙皮、玻MHC NMH G,計算車(chē)身骨架在●國家863計劃項目(2007AA042133)資助。汽車(chē)技術(shù)●設計.計算.研究●無(wú)約束狀態(tài)下的自由振動(dòng)模態(tài)頻率和振型。夠反映其大小的扭轉位移響應代替，兩種靈敏度分靜力學(xué)分析考慮滿(mǎn)載彎曲工況、滿(mǎn)載右前輪懸別用符號S.、Sm表示?？展r與滿(mǎn)載左前輪懸空工況等3種工況。為使靈敏度分析結果能夠篩選設計變量,引入靈敏度指標S/Sm。該指標的絕對值越大,表示在改3多目標優(yōu)化變相同質(zhì)量時(shí)引起的扭轉位移變化越大，因此該指3.1優(yōu)化概述標絕對值大的變量應該在最大應力優(yōu)化中被選用,根據初始設計模型的結構性能參數,優(yōu)化設計絕對值小的變量則在輕量化中被選用。的首要目標是優(yōu)化靜力學(xué)工況下的應力大小,其次在最大應力優(yōu)化中，選取S/Sm絕對值最大的.是進(jìn)一步提升一階扭轉頻率并減輕車(chē)身骨架質(zhì)量,193個(gè)變量作為設計變量,這些變量主要分布在左、是一個(gè)多目標優(yōu)化問(wèn)題。為此,采用主要目標法,即右側圍和底架上。在輕量化中,選取SJS.絕對值最選取最重要指標作為目標函數、其余指標作為約束小的261個(gè)變量作為設計變量,這些變量主要分布條件的方法實(shí)現多目標優(yōu)化。在底架上。采用包含兩階段的優(yōu)化流程,由于該客車(chē)結構基于靈敏度分析與靈敏度指標，通過(guò)分別選擇應力較大、強度儲備不足,第一階段優(yōu)化主要目標是設計變量可以使兩個(gè)階段的優(yōu)化更有針對性,實(shí)現減小結構最大應力，第二階段優(yōu)化主要目標是輕量對兩個(gè)階段優(yōu)化過(guò)程中性能參數的有效控制?；?優(yōu)化流程如圖2所示。3.3 第一階段優(yōu)化- 最大應力優(yōu)化初始模型多日標優(yōu)化]由于有限元計算中靜力學(xué)分析考慮3種工況,因此本階段優(yōu)化需求出3種工況下的應力響應。第靈敏度分析]1步加上滿(mǎn)載彎曲工況時(shí)的約束，第2步加上滿(mǎn)載右前輪懸空工況時(shí)的約束，第3步加上滿(mǎn)載左前輪最大宛力優(yōu)化懸空工況時(shí)的約束，這3種工況均與前述有限元計輕量化算中靜力學(xué)分析的工況相同。車(chē)身骨架有將近40萬(wàn)個(gè)殼單元，將每個(gè)殼單[性能校核元的應力都作為響應是不現實(shí)也是不可實(shí)現的。但否是是，由于優(yōu)化變量?jì)H限于車(chē)身骨架構件的厚度,屬完成)于尺寸優(yōu)化,并未對車(chē)身骨架的拓撲布局結構進(jìn)行圖2優(yōu)化流程 .改變,而且厚度的變化范圍限定在初始值附近較小3.2設計變量與 靈敏度分析范圍內,因此優(yōu)化前、后應力最大值的出現位置不優(yōu)化設計變量為車(chē)身骨架構件的厚度，屬于尺會(huì )有很大變化,優(yōu)化后的應力分布結果也證明了這寸優(yōu)化。設計變量的變化范圍限制在初始值附近,-點(diǎn)。通過(guò)對設計變量?jì)?yōu)化結果進(jìn)行離散化，使之符合工在上述前提下可以假定優(yōu)化前結構中應力最大程實(shí)際。的幾個(gè)位置優(yōu)化后依然是應力最大值出現的位置,由于車(chē)身骨架構件較多,相應的厚度變量也較為了盡可能保證上述假定的正確性,選取靜力學(xué)分多,為了提高優(yōu)化效率,通過(guò)靈敏度分析篩選出部分析中滿(mǎn)載右前輪懸空工況下應力大于240 MPa的對響應較靈敏的厚度變量作為設計變量。65個(gè)單元、滿(mǎn)載左前輪懸空工況下應力大于240由于最大應力響應靈敏度需要求解多個(gè)單元應MPa的25個(gè)單元以及滿(mǎn)載彎曲工況下應力大于力響應對于各厚度變量的靈敏度，工作量很大且難130 MPa的43個(gè)單元的應力作為結構應力響應,共以確定合理的靈敏度結果篩選指標。而一些關(guān)于客計133個(gè)。車(chē)結構優(yōu)化的研究成果14.6及對該客車(chē)進(jìn)行剛度優(yōu)最大應力優(yōu)化的數學(xué)模型為:化的結果[表明,利用基于扭轉剛度響應靈敏度選{求出的變量進(jìn)行優(yōu)化,應力能夠得到很好的改善,因此中國煤化工min,(1)采用剛度響應靈敏度代替應力響應靈敏度。首先分別求解扭轉剛度、車(chē)身骨架質(zhì)量?jì)蓚€(gè)響M.H.CNMHG應對各厚度變量的靈敏度，其中扭轉剛度響應以能式中,為設計變量向量;x為設計變量下界;i為設一5-2010年第4期●設計.計算.研究.計變量上界。|求i目標函數:使w(i)- +min(2)a.滿(mǎn)載右前輪懸空工況下65個(gè)單元的應力最|f(元)≥8 Hz大值σ最小;≤i≤和b.滿(mǎn)載左前輪懸空工況下25個(gè)單元的應力最目標函數:車(chē)身骨架質(zhì)量wo最小。大值σr最小;約束條件:自由模態(tài)第7階頻率f,(一階扭轉頻， c.滿(mǎn)載彎曲工況下43個(gè)單元的應力最大值σs率)大于8 Hz。最小。設計變量:共261個(gè)，如前所述。采用主要目標法處理此多目標優(yōu)化問(wèn)題,將目?jì)?yōu)化過(guò)程經(jīng)過(guò)3輪迭代后收斂,其中第3輪為標函數σ2、σ;作為約束條件處理,分別約束其應力變量離散化過(guò)程。優(yōu)化歷程如圖6、圖7所示。最大值小于240 MPa與130 MPa。設計變量:共193個(gè),如前所述。8.4「3 00[0優(yōu)化過(guò)程經(jīng)過(guò)4輪迭代后收斂,其中第4輪為8.變量離散化過(guò)程。優(yōu)化歷程如圖3~圖5所示。號2900富2800~8.032g30027005迭代輪次一32圖6輕量化目標函數圖7輕量化約束條件變化歷程2404優(yōu)化前、后性能對比2205結構優(yōu)化后,車(chē)身骨架結構性能得到了顯著(zhù)改圖3最大應力優(yōu)化目標函數變化歷程(σ1)善,如表1所列。260表1優(yōu)化前、后性能參數25性能指標初始設第一 階段第二階段變化值之24st計模型優(yōu)化后 優(yōu)化后書(shū)240骨架質(zhì)量/kg2811| 2945 2710-101- -階扭轉頻率/Hz7.40 |7.898.27+0.87230225一階垂彎頻率/Hz19.32| 19.95| 20.47| +1.15扭轉剛度AkN.m*(9)-| 35.22 | 39.65| 39.31| +4.09圖4最大應力優(yōu)化目標函數變化歷程(o2)彎曲工況最大應力MPa| 142|12535-43.5[右前輪懸空最大應力MPa 3323937| -93140.0左前輪懸空最大應力MPa| 258227-33s 133.0由表1可知,經(jīng)過(guò)兩個(gè)階段優(yōu)化后,滿(mǎn)載右前! 129.5輪懸空工況下的最大應力降低了93 MPa,左前輪126.0懸空工況和彎曲工況下也分別降低了33 MPa和7MPa,-階扭轉頻率提高了0.87 Hz,一階垂彎頻率1225提高了1.15 Hz,扭轉剛度也有所提高,而車(chē)身骨架圖5最大應力優(yōu)化目標函數變化歷程(σs)質(zhì)量更是減輕了101 kg。由此可知,優(yōu)化方法可行3.4 第二階段優(yōu)化一- 輕量化.中國煤化工本階段優(yōu)化與前述有限元計算中模態(tài)分析時(shí)相同,即車(chē)身骨架在無(wú)約束條件下的自由振動(dòng)。TYHCNMHG輕量化的數學(xué)模型為:a.基于應力優(yōu)化的 多目標優(yōu)化方法很好地優(yōu)一6-汽車(chē)技術(shù)●設計.計算.研究.化了該客車(chē)模型的結構強度、振動(dòng)模態(tài)頻率車(chē)身骨術(shù),2004.23(1):70-72.架質(zhì)量等性能;4劉江.全承載式大客車(chē)車(chē)身結構多目標優(yōu)化.汽車(chē)工程,2008 ,30(2):170-173.b.對于尺寸優(yōu)化且設計變量變化范圍不大的情況，可以假定優(yōu)化前結構中應力最大的幾個(gè)位置5 Eriksson P, Friberg 0. Ride comnfort optimization of a eitybus. Struetural and Mulidisciplinary Opimization, 2000,20優(yōu)化后依然是應力最大值出現的位置，以此控制最(1):67-75.大應力優(yōu)化問(wèn)題的規模。6蘇瑞意.燃料電池城市客車(chē)結構有限元分析與輕量化設參考文獻計.汽車(chē)工程,2008 ,30( 12): 10991102.1王旭. 大客車(chē)結構有限元分析及輕量化設計.汽車(chē)技術(shù),7丁 煒琦.全承載大客車(chē)車(chē)身骨架有限元分析與優(yōu)化設計:2007(7):28-30.[學(xué)位論劉]北京:清華大學(xué).2008:77-84.2胡志遠.輕型客車(chē)車(chē)身剛度靈敏度分析及優(yōu)化.機械強(責任編輯簾青)度,2003,25<1):67-70.修改稿收到日期為2010年2月17日。3劉竹清.全承載客車(chē)車(chē)身結構優(yōu)化設計.機械科學(xué)與技(上接第3頁(yè))0.15顯看出,采用優(yōu)化后的襯套安裝方向,懸架彈性運動(dòng)0.10一模型曲線(xiàn)一試驗曲線(xiàn)0.05學(xué)特性參數都得到了一定改善,尤其是側向力加載下的外傾角變化幾乎和試驗數據完全吻合。1 -0.05-0.10-0.15-0.20-2000 10000 0 1000 2000側向力N-0.05圖9側向力作用下外傾角 變化曲線(xiàn)對比s -0.106結束語(yǔ)-2000 -10000 0 10000 2000通過(guò)建立麥弗遜懸架的多剛體系統模型,對其縱向力N襯套安裝方向進(jìn)行優(yōu)化并取得了明顯效果,為提高圖6縱向力作用下 前束角變化曲線(xiàn)對比懸架性能提供了有力幫助。但是,由于建模時(shí)把實(shí)際的擺臂等都看作是剛體,不考慮它們的變形影響，8.5ζ會(huì )使結果精度略有降低。.0|1趙振東.雷雨 成,袁學(xué)明.汽車(chē)懸架橡膠村套剛度的優(yōu)化設計機械科學(xué)與技術(shù),2006, 25(2) :168~170.2 KangJS ,Yun J R,Lee J M, et al. Elastokinematic Analysisand Optimization of Suspension Compliance Charatristicd.-2000 -1000 0 1000 2000SAE,paper 970104.王其東 ,李明紅,洪洋.四連桿式獨立懸架運動(dòng)學(xué)分析與優(yōu)圖7縱向力作用下 后傾角變化曲線(xiàn)對比化.合肥工業(yè)大學(xué)學(xué)報(自然科學(xué)版),2006,29(7) :805~0.20一-模型曲線(xiàn)4夏長(cháng)高,邵躍華,丁華.麥弗遜懸架運動(dòng)學(xué)分析與結構參數包0.05-優(yōu)化.農業(yè)機械學(xué)報,2005 ,36(12):26-28.號o5劉偉忠.基于虞擬樣機技術(shù)的某車(chē)懸架K&C特性仿真分嵌-0.05析及硬點(diǎn)優(yōu)化:[學(xué)位論文]長(cháng)春:吉林大學(xué),2009.中國煤化工其對整車(chē)操縱穩定* ,2008.HCNMHG編輯簾青)圖8側向力作用下前束角變化曲線(xiàn)對比修改稿收到日期為2009年12月27日。一7一2010年第4期