基于应力优化的大客车结构多目标优化

.设计.计算.研究.基于应力优化的大客车结构多目标优化*丁炜琦苏瑞意桂良进范子杰(清华大学汽车安全与节能国家重点实验室)[摘要]对某全承载式大客车进行了结构有限元分析.研究了该客车结构强度、振动模态频率.质量等多个性能目标的优化设计问题。分析结果表明,该客车初始设计模型的刚度满足设计要求但应力较大强度储备不足,因此采用优化结构最大应力的方法进行优化。经过两个阶段的优化设计,显著降低了结构最大应力,提高了一阶扭转频率，减轻了车身骨架质量，客车结构设计更为合理。主题词:客车全承载式 有限元结构优化中图分类号:U462.2文献标识码:A 文章编号: 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璃和内饰的影响。车身骨架薄壁管件用壳单元模拟,1前言并用CWELD单元模拟焊接。悬架系统中，空气弹簧本文首先利用MSC.Nastran有限元求解器得到用Bush单元模拟,车桥横向稳定杆和推力杆用梁了某全承载式大客车的结构性能参数，发现其结构单元模拟,轮胎用Spring单元模拟,悬架与车身的刚度满足设计要求但应力较大、强度储备不足,振动连接用RBE2模拟。最后得到如图1所示的整车车模态频率与车身骨架质量可进一步优化, 因此有必身骨架结构有限元模型,其中包含376 008个单元要对其结构进行优化设计。为此，采用优化结构最和24893个焊点。大应力的方法，基于MSC.Nastran优化程序研究该客车的结构多目标优化问题。2有限元分析2.1有限元模型该大客车车身形式为全承载式,车身骨架是由异型管和型钢焊接而成的空间薄壁杆系结构。该客车采用空气弹簧悬架系统,其中前悬架为独立悬架,图1车身骨架有限元模型后悬架为非独立悬架。2中国煤化工建立车身骨架的有限元模型时不考虑蒙皮、玻MHC NMH G,计算车身骨架在●国家863计划项目(2007AA042133)资助。汽车技术●设计.计算.研究●无约束状态下的自由振动模态频率和振型。够反映其大小的扭转位移响应代替，两种灵敏度分静力学分析考虑满载弯曲工况、满载右前轮悬别用符号S.、Sm表示。空工况与满载左前轮悬空工况等3种工况。为使灵敏度分析结果能够筛选设计变量,引入灵敏度指标S/Sm。该指标的绝对值越大,表示在改3多目标优化变相同质量时引起的扭转位移变化越大，因此该指3.1优化概述标绝对值大的变量应该在最大应力优化中被选用,根据初始设计模型的结构性能参数,优化设计绝对值小的变量则在轻量化中被选用。的首要目标是优化静力学工况下的应力大小,其次在最大应力优化中，选取S/Sm绝对值最大的.是进一步提升一阶扭转频率并减轻车身骨架质量,193个变量作为设计变量,这些变量主要分布在左、是一个多目标优化问题。为此,采用主要目标法,即右侧围和底架上。在轻量化中,选取SJS.绝对值最选取最重要指标作为目标函数、其余指标作为约束小的261个变量作为设计变量,这些变量主要分布条件的方法实现多目标优化。在底架上。采用包含两阶段的优化流程,由于该客车结构基于灵敏度分析与灵敏度指标，通过分别选择应力较大、强度储备不足,第一阶段优化主要目标是设计变量可以使两个阶段的优化更有针对性,实现减小结构最大应力，第二阶段优化主要目标是轻量对两个阶段优化过程中性能参数的有效控制。化,优化流程如图2所示。3.3 第一阶段优化- 最大应力优化初始模型多日标优化]由于有限元计算中静力学分析考虑3种工况,因此本阶段优化需求出3种工况下的应力响应。第灵敏度分析]1步加上满载弯曲工况时的约束，第2步加上满载右前轮悬空工况时的约束，第3步加上满载左前轮最大宛力优化悬空工况时的约束，这3种工况均与前述有限元计轻量化算中静力学分析的工况相同。车身骨架有将近40万个壳单元，将每个壳单[性能校核元的应力都作为响应是不现实也是不可实现的。但否是是，由于优化变量仅限于车身骨架构件的厚度,属完成)于尺寸优化,并未对车身骨架的拓扑布局结构进行图2优化流程 .改变,而且厚度的变化范围限定在初始值附近较小3.2设计变量与 灵敏度分析范围内,因此优化前、后应力最大值的出现位置不优化设计变量为车身骨架构件的厚度，属于尺会有很大变化,优化后的应力分布结果也证明了这寸优化。设计变量的变化范围限制在初始值附近,-点。通过对设计变量优化结果进行离散化，使之符合工在上述前提下可以假定优化前结构中应力最大程实际。的几个位置优化后依然是应力最大值出现的位置,由于车身骨架构件较多,相应的厚度变量也较为了尽可能保证上述假定的正确性,选取静力学分多,为了提高优化效率,通过灵敏度分析筛选出部分析中满载右前轮悬空工况下应力大于240 MPa的对响应较灵敏的厚度变量作为设计变量。65个单元、满载左前轮悬空工况下应力大于240由于最大应力响应灵敏度需要求解多个单元应MPa的25个单元以及满载弯曲工况下应力大于力响应对于各厚度变量的灵敏度，工作量很大且难130 MPa的43个单元的应力作为结构应力响应,共以确定合理的灵敏度结果筛选指标。而一些关于客计133个。车结构优化的研究成果14.6及对该客车进行刚度优最大应力优化的数学模型为:化的结果[表明,利用基于扭转刚度响应灵敏度选{求出的变量进行优化,应力能够得到很好的改善,因此中国煤化工min,(1)采用刚度响应灵敏度代替应力响应灵敏度。首先分别求解扭转刚度、车身骨架质量两个响M.H.CNMHG应对各厚度变量的灵敏度，其中扭转刚度响应以能式中,为设计变量向量;x为设计变量下界;i为设一5-2010年第4期●设计.计算.研究.计变量上界。|求i目标函数:使w(i)- +min(2)a.满载右前轮悬空工况下65个单元的应力最|f(元)≥8 Hz大值σ最小;≤i≤和b.满载左前轮悬空工况下25个单元的应力最目标函数:车身骨架质量wo最小。大值σr最小;约束条件:自由模态第7阶频率f,(一阶扭转频， c.满载弯曲工况下43个单元的应力最大值σs率)大于8 Hz。最小。设计变量:共261个，如前所述。采用主要目标法处理此多目标优化问题,将目优化过程经过3轮迭代后收敛,其中第3轮为标函数σ2、σ;作为约束条件处理,分别约束其应力变量离散化过程。优化历程如图6、图7所示。最大值小于240 MPa与130 MPa。设计变量:共193个,如前所述。8.4「3 00[0优化过程经过4轮迭代后收敛,其中第4轮为8.变量离散化过程。优化历程如图3~图5所示。号2900富2800~8.032g30027005迭代轮次一32图6轻量化目标函数图7轻量化约束条件变化历程2404优化前、后性能对比2205结构优化后,车身骨架结构性能得到了显著改图3最大应力优化目标函数变化历程(σ1)善,如表1所列。260表1优化前、后性能参数25性能指标初始设第一 阶段第二阶段变化值之24st计模型优化后 优化后书240骨架质量/kg2811| 2945 2710-101- -阶扭转频率/Hz7.40 |7.898.27+0.87230225一阶垂弯频率/Hz19.32| 19.95| 20.47| +1.15扭转刚度AkN.m*(9)-| 35.22 | 39.65| 39.31| +4.09图4最大应力优化目标函数变化历程(o2)弯曲工况最大应力MPa| 142|12535-43.5[右前轮悬空最大应力MPa 3323937| -93140.0左前轮悬空最大应力MPa| 258227-33s 133.0由表1可知,经过两个阶段优化后,满载右前! 129.5轮悬空工况下的最大应力降低了93 MPa,左前轮126.0悬空工况和弯曲工况下也分别降低了33 MPa和7MPa,-阶扭转频率提高了0.87 Hz,一阶垂弯频率1225提高了1.15 Hz,扭转刚度也有所提高,而车身骨架图5最大应力优化目标函数变化历程(σs)质量更是减轻了101 kg。由此可知,优化方法可行3.4 第二阶段优化一- 轻量化.中国煤化工本阶段优化与前述有限元计算中模态分析时相同,即车身骨架在无约束条件下的自由振动。TYHCNMHG轻量化的数学模型为:a.基于应力优化的 多目标优化方法很好地优一6-汽车技术●设计.计算.研究.化了该客车模型的结构强度、振动模态频率车身骨术,2004.23(1):70-72.架质量等性能;4刘江.全承载式大客车车身结构多目标优化.汽车工程,2008 ,30(2):170-173.b.对于尺寸优化且设计变量变化范围不大的情况，可以假定优化前结构中应力最大的几个位置5 Eriksson P, Friberg 0. Ride comnfort optimization of a eitybus. Struetural and Mulidisciplinary Opimization, 2000,20优化后依然是应力最大值出现的位置，以此控制最(1):67-75.大应力优化问题的规模。6苏瑞意.燃料电池城市客车结构有限元分析与轻量化设参考文献计.汽车工程,2008 ,30( 12): 10991102.1王旭. 大客车结构有限元分析及轻量化设计.汽车技术,7丁 炜琦.全承载大客车车身骨架有限元分析与优化设计:2007(7):28-30.[学位论刘]北京:清华大学.2008:77-84.2胡志远.轻型客车车身刚度灵敏度分析及优化.机械强(责任编辑帘青)度,2003,25<1):67-70.修改稿收到日期为2010年2月17日。3刘竹清.全承载客车车身结构优化设计.机械科学与技(上接第3页)0.15显看出,采用优化后的衬套安装方向,悬架弹性运动0.10一模型曲线一试验曲线0.05学特性参数都得到了一定改善,尤其是侧向力加载下的外倾角变化几乎和试验数据完全吻合。1 -0.05-0.10-0.15-0.20-2000 10000 0 1000 2000侧向力N-0.05图9侧向力作用下外倾角 变化曲线对比s -0.106结束语-2000 -10000 0 10000 2000通过建立麦弗逊悬架的多刚体系统模型,对其纵向力N衬套安装方向进行优化并取得了明显效果,为提高图6纵向力作用下 前束角变化曲线对比悬架性能提供了有力帮助。但是,由于建模时把实际的摆臂等都看作是刚体,不考虑它们的变形影响，8.5ζ会使结果精度略有降低。.0|1赵振东.雷雨 成,袁学明.汽车悬架橡胶村套刚度的优化设计机械科学与技术,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.王其东 ,李明红,洪洋.四连杆式独立悬架运动学分析与优图7纵向力作用下 后倾角变化曲线对比化.合肥工业大学学报(自然科学版),2006,29(7) :805~0.20一-模型曲线4夏长高,邵跃华,丁华.麦弗逊悬架运动学分析与结构参数包0.05-优化.农业机械学报,2005 ,36(12):26-28.号o5刘伟忠.基于虞拟样机技术的某车悬架K&C特性仿真分嵌-0.05析及硬点优化:[学位论文]长春:吉林大学,2009.中国煤化工其对整车操纵稳定* ,2008.HCNMHG编辑帘青)图8侧向力作用下前束角变化曲线对比修改稿收到日期为2009年12月27日。一7一2010年第4期