劉子建　周小龍　田海豹　呂　程

湖南大學(xué)汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,長(zhǎng)沙,410082

基于主斷面剛度優(yōu)化分配的車身正向概念設(shè)計(jì)

劉子建周小龍?zhí)锖１獏纬?/p>

湖南大學(xué)汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,長(zhǎng)沙,410082

提出了基于剛度優(yōu)化分配的車身正向概念設(shè)計(jì)流程。根據(jù)車身結(jié)構(gòu)拓?fù)渑c剛度分布緊密關(guān)聯(lián)和相互影響的特點(diǎn)，提出了車身剛度鏈設(shè)計(jì)方法。建立了基于梁?jiǎn)卧能嚿砗?jiǎn)化模型，確定了18個(gè)主斷面位置,建立了以主斷面為節(jié)點(diǎn)的車身剛度鏈數(shù)學(xué)模型。針對(duì)車身剛度分布問題，研究了基于車身剛度鏈的整體剛度優(yōu)化分布方法，建立了車身彎曲剛度優(yōu)化分布問題的數(shù)學(xué)模型，利用遺傳算法進(jìn)行了求解，確定了各主斷面的材料分布。與已有近似標(biāo)桿車CAE模型的剛度仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)比,驗(yàn)證了該剛度優(yōu)化分布方案的合理性以及車身剛度鏈方法的有效性。

車身概念設(shè)計(jì);簡(jiǎn)化模型;車身剛度鏈;剛度優(yōu)化分配

0　引言

概念設(shè)計(jì)是車身結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的前期階段，任務(wù)是為詳細(xì)設(shè)計(jì)提供可行方案。概念設(shè)計(jì)占據(jù)了車身開發(fā)周期約70%的時(shí)間,車身的基本結(jié)構(gòu)及主要性能都取決于概念設(shè)計(jì)的結(jié)果。車身概念設(shè)計(jì)的特點(diǎn)一方面是既要適于外觀造型和整車布置等設(shè)計(jì)創(chuàng)新,又要滿足安全、NVH、輕量化和工藝等性能的需求,一旦留下設(shè)計(jì)缺陷,在后續(xù)的流程中將難以彌補(bǔ);另一方面,由于概念設(shè)計(jì)的信息不確定程度高,導(dǎo)致設(shè)計(jì)修改頻繁、效率低、周期長(zhǎng)。因此研究易于修改和計(jì)算的車身概念設(shè)計(jì)模型和設(shè)計(jì)方法至關(guān)重要[1]。

轎車車身大多數(shù)采用全承載式結(jié)構(gòu)，衡量其承載能力的基本指標(biāo)是車身剛度。車身剛度設(shè)計(jì)是概念設(shè)計(jì)階段必須重點(diǎn)關(guān)注和解決的關(guān)鍵技術(shù)問題，國(guó)內(nèi)外整車企業(yè)都非常重視。福特和沃爾沃公司研究人員討論了轎車剛度設(shè)計(jì)與NVH、拓?fù)鋬?yōu)化的關(guān)系[2-3]；遲瑞豐等[4]建立了概念設(shè)計(jì)階段車身結(jié)構(gòu)的幾何模型及有限元模型,進(jìn)行了靜剛度分析;邢子敬等[5]研究了概念設(shè)計(jì)中梁截面對(duì)車身剛度的影響。

本文提出車身剛度鏈設(shè)計(jì)方法，以車身主斷面剛度優(yōu)化分配為目標(biāo)，建立易于修改和快速計(jì)算的車身概念設(shè)計(jì)模型，探討實(shí)現(xiàn)車身正向概念設(shè)計(jì)、提高設(shè)計(jì)質(zhì)量、縮短研發(fā)周期的新設(shè)計(jì)方法。

1　轎車車身正向概念設(shè)計(jì)流程

目前普遍采用的基于標(biāo)桿車型的車身逆向概念設(shè)計(jì)流程如圖1所示。車身逆向概念設(shè)計(jì)的大部分?jǐn)?shù)據(jù)來源于標(biāo)桿車，原車型的束縛會(huì)限制車身造型和布置等創(chuàng)新的空間，將對(duì)標(biāo)測(cè)試驗(yàn)證后的剛度計(jì)算模型用于新車型，不僅依賴于設(shè)計(jì)者CAE的經(jīng)驗(yàn)，較多的補(bǔ)充實(shí)驗(yàn)和驗(yàn)證也是必不可少的。正向設(shè)計(jì)的方法更適合車身概念設(shè)計(jì)，從產(chǎn)品的規(guī)劃與定義開始設(shè)計(jì)，由需求確定性能,再由性能確定結(jié)構(gòu),最后對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析、驗(yàn)證。正向設(shè)計(jì)的優(yōu)點(diǎn)是使車身概念設(shè)計(jì)能夠充分滿足車型創(chuàng)新設(shè)計(jì)的需求,設(shè)計(jì)過程更為嚴(yán)謹(jǐn)和高效。鑒于此，本文提出了基于剛度優(yōu)化分配的車身正向概念設(shè)計(jì)流程,如圖2所示。

圖1　車身逆向概念設(shè)計(jì)

圖2　車身正向概念設(shè)計(jì)

2　車身簡(jiǎn)化幾何模型建模

車身正向概念設(shè)計(jì)有兩個(gè)重要背景:一是設(shè)計(jì)對(duì)象復(fù)雜而數(shù)據(jù)不完備，除了整車性能參數(shù)指標(biāo)可作為確定的輸入條件外，其他信息的不確定程度都很高；二是概念設(shè)計(jì)階段常常需要分析多個(gè)有較大差異的技術(shù)方案，直接采用結(jié)構(gòu)詳細(xì)的車身模型難以快速進(jìn)行方案修改[6]。從車身簡(jiǎn)化幾何模型出發(fā)討論剛度分配方法，可以抓住主要矛盾，更好地適應(yīng)概念設(shè)計(jì)的需求。為此提出如下假設(shè):①先考慮車身主要承載梁結(jié)構(gòu)，暫不考慮地板、頂蓋等覆蓋件;②梁之間為剛性接頭，暫時(shí)不考慮焊點(diǎn)特性;③曲梁用多段直梁近似逼近。

本文建立車身簡(jiǎn)化幾何模型的原始依據(jù)是造型設(shè)計(jì)確定的某轎車車身的A級(jí)曲面，如圖3所示。

圖3　某車型的車身A面　圖4　初始框架結(jié)構(gòu)

首先以車身A面為載體,考慮承載構(gòu)件,得到車身的初始框架結(jié)構(gòu),如圖4所示。

然后基于初始框架結(jié)構(gòu),遵循特征點(diǎn)采集原則[7],采集得到車身上的特征點(diǎn),如圖5所示。采集車身特征點(diǎn)時(shí),不可避免地會(huì)出現(xiàn)誤差較大的點(diǎn)，即噪聲點(diǎn),故不能將這些點(diǎn)直接用于構(gòu)建車身簡(jiǎn)化幾何模型，需對(duì)點(diǎn)云數(shù)據(jù)進(jìn)行預(yù)處理，校正噪聲點(diǎn)并減少冗余數(shù)據(jù)，保留有效信息。對(duì)采集的特征點(diǎn)進(jìn)行預(yù)處理的方法如下[8]：①在全局坐標(biāo)系中記錄每個(gè)特征點(diǎn)的坐標(biāo)數(shù)據(jù)；②依據(jù)車身形狀有序采集數(shù)據(jù)、特征點(diǎn)的拓?fù)潢P(guān)系;③為方便后期數(shù)據(jù)處理，將某些數(shù)據(jù)進(jìn)行坐標(biāo)變換；④剔除異常點(diǎn),對(duì)數(shù)據(jù)進(jìn)行除噪、濾波和精簡(jiǎn),增強(qiáng)數(shù)據(jù)的有效性和合理性;⑤提取控制幾何形狀特征點(diǎn)，用于后續(xù)建模區(qū)域劃分。

圖5　車身特征點(diǎn)

按照上述方法構(gòu)造出每根梁結(jié)構(gòu)的曲線段,拼接成車身線框模型，進(jìn)一步檢查曲線段的連接關(guān)系是否正確和足夠光順等，整理后的車身簡(jiǎn)化線框模型如圖6所示。在圖6的基礎(chǔ)上確定主斷面的位置,得到二分之一車身的18個(gè)主斷面位置，如圖7所示,主斷面編號(hào)及具體位置見表1。

圖6　車身簡(jiǎn)化線框模型　圖7　車身主斷面的分布

3　基于車身剛度鏈的剛度優(yōu)化分配

本文提出的車身剛度鏈?zhǔn)且攒嚿砗?jiǎn)化幾何模型表示車身結(jié)構(gòu)拓?fù)潢P(guān)系，以結(jié)構(gòu)力學(xué)、梁?jiǎn)卧ê蛡鬟f矩陣法建立車身整體剛度與局部剛度之間關(guān)系，適用于車身正向概念設(shè)計(jì)的一種車身結(jié)構(gòu)分析和計(jì)算模型。由于剛度鏈可以用解析法求解，因而可以快速完成車身剛度的分析和優(yōu)化分配，并由剛度的優(yōu)化分布結(jié)果確定車身材料的優(yōu)化分布方案,進(jìn)而結(jié)合工藝等需求完成車身主斷面的設(shè)計(jì)，因而基于剛度鏈的車身剛度優(yōu)化分配設(shè)計(jì)也是一種能夠充分滿足車身創(chuàng)新設(shè)計(jì)需求,適用于概念設(shè)計(jì)階段頻繁修改需求的新型設(shè)計(jì)方法,其流程如圖8所示。

表1　車身主斷面位置描述

圖8　基于剛度鏈的車身剛度優(yōu)化分配流程

3.1基于傳遞矩陣法的車身剛度鏈建模

傳遞矩陣法[9-11]的基本思想是把一個(gè)整體結(jié)構(gòu)的力學(xué)分析問題轉(zhuǎn)化為若干單元或子系統(tǒng)的“對(duì)接”與“傳遞”的力學(xué)分析問題。本文將傳遞矩陣法的理論和方法應(yīng)用到車身結(jié)構(gòu)分析中，推導(dǎo)出車身剛度鏈數(shù)學(xué)模型。用傳遞矩陣法推導(dǎo)剛度鏈需進(jìn)行以下假定:①構(gòu)件符合小變形、小應(yīng)變假定；②材料為各向同性的線彈性材料;③載荷作用在剛度鏈的節(jié)點(diǎn)上。

基于以上描述,車身剛度鏈以主斷面、接頭、搭界面、主焊點(diǎn)為節(jié)點(diǎn),以載荷和變形在相關(guān)梁?jiǎn)卧g的傳遞路徑為鏈,描述結(jié)構(gòu)與材料、載荷與變形以及節(jié)點(diǎn)與節(jié)點(diǎn)之間的相互作用關(guān)系。車身剛度鏈可視為由多個(gè)子剛度鏈耦合而成，按照化繁為簡(jiǎn)的原則從整體到局部逐級(jí)分解，得到若干個(gè)形式相對(duì)簡(jiǎn)單的子剛度鏈,然后分別建立每個(gè)子剛度鏈的計(jì)算模型,再向上逐層組合迭加,最終建立車身的完整剛度鏈模型，如圖9所示。

圖9　整體剛度鏈的構(gòu)成關(guān)系

轎車車身彎曲剛度是評(píng)價(jià)車身性能的一個(gè)重要指標(biāo)。車身彎曲工況如圖10所示,車身后懸位置處約束X、Y、Z方向的平動(dòng)自由度，車身前懸架位置處約束Y、Z方向的平動(dòng)自由度,在座椅安裝點(diǎn)左右對(duì)稱施加垂直向下的力F,F=1 kN,車身整體的彎曲剛度可由車身底架處最大垂直撓度來評(píng)價(jià)。

圖10　車身彎曲工況

根據(jù)對(duì)稱性將車身分解為左側(cè)圍系統(tǒng)、右側(cè)圍系統(tǒng)和9個(gè)橫梁,如圖11所示。左右側(cè)圍系統(tǒng)可再分解成A柱上部、A柱下部、B柱上部、B柱下部、C柱、側(cè)圍上邊梁、前縱梁、門檻梁和后地板縱梁共9種形式的梁。下面以車身側(cè)圍為例討論車身剛度鏈建模方法。

圖11　車身剛度鏈的分解

圖12所示為車身左側(cè)圍的受力及單元?jiǎng)澐智闆r,圖中數(shù)字為節(jié)點(diǎn)編號(hào)，帶圈數(shù)字為單元編號(hào)。根據(jù)簡(jiǎn)化幾何結(jié)構(gòu)的拓?fù)潢P(guān)系、主斷面分布、載荷位置等將車身側(cè)圍梁結(jié)構(gòu)劃分成17個(gè)單元、15個(gè)節(jié)點(diǎn)。如單元①為前縱梁,對(duì)應(yīng)截面編號(hào)1;單元②、③、④組成門檻梁,對(duì)應(yīng)截面編號(hào)10;單元⑤、⑥、⑦組成后地板縱梁,對(duì)應(yīng)截面編號(hào)12;單元⑧為A柱下部,對(duì)應(yīng)截面編號(hào)4;單元⑨為A柱上部,對(duì)應(yīng)截面編號(hào)5;單元⑩、、、、組成側(cè)圍上邊梁,對(duì)應(yīng)截面編號(hào)13;單元為C柱,對(duì)應(yīng)截面編號(hào)15;單元為B柱上部,對(duì)應(yīng)截面編號(hào)8;單元為B柱下部,對(duì)應(yīng)截面編號(hào)9。進(jìn)一步將上述17個(gè)單元分成9個(gè)截面屬性集合,記為{C}(i),其中{C}(i)={A,Iy,Iz},i為截面編號(hào),取值為1、4、5、8、9、10、12、13、15，且與表1截面編號(hào)一致,A為主斷面面積,Iy、Iz為主斷面慣性矩。

圖12　車身側(cè)圍力學(xué)模型及單元?jiǎng)澐?/p>

按照拓?fù)潢P(guān)系,車身側(cè)圍剛度鏈在耦合點(diǎn)1、3、6、10處被拆分為3個(gè)子剛度鏈,分別為0-1-2-3-4-5-6-7,1-8-9-10-11-12-13-14和3-15-10,記為子剛度鏈1、子剛度鏈2、子剛度鏈3，如圖13所示。

(a)子剛度鏈1

(b)子剛度鏈2(c)子剛度鏈3圖13　車身側(cè)圍剛度鏈的拆解

下面以子剛度鏈1為例討論建模方法。如圖13a所示,節(jié)點(diǎn)0和節(jié)點(diǎn)7處為鉸接約束,在節(jié)點(diǎn)2處有垂直向下集中載荷F。節(jié)點(diǎn)1、節(jié)點(diǎn)6為耦合點(diǎn),引入耦合點(diǎn)未知狀態(tài)向量。故可列出節(jié)點(diǎn)1和節(jié)點(diǎn)7的狀態(tài)向量:

(1)

(2)

節(jié)點(diǎn)1～節(jié)點(diǎn)6的載荷向量為

(3)

(4)

(5)

(6)

(7)

式中,Sl(i)、Sr(i)分別為單元i左右端節(jié)點(diǎn)狀態(tài)向量;Ql、Qr分別為鉸支承處的徑向約束反力;φl(shuí)、φr分別為節(jié)點(diǎn)1和節(jié)點(diǎn)7處平面內(nèi)轉(zhuǎn)角;R(i)為節(jié)點(diǎn)i處的載荷向量;qx(i)、qz(i)、My(i)分別為節(jié)點(diǎn)i處軸向集中力、徑向集中力和集中力偶。

根據(jù)傳遞矩陣法推導(dǎo)公式，可列出子剛度鏈1的傳遞方程

(8)

其中，T(i)為單元i的場(chǎng)矩陣,除單元5和單元6外,其他單元的局部坐標(biāo)系方向均與全局坐標(biāo)系相同,場(chǎng)矩陣的表達(dá)式為

i≠5,6

(9)

式中,l(i)為單元i的長(zhǎng)度;A(i)為單元i的截面面積;I(i)為單元i的截面慣性矩；E為彈性模量；G為剪切模量；μ為泊松比。

由于單元5、單元6的局部坐標(biāo)系與全局坐標(biāo)系有夾角,需進(jìn)行坐標(biāo)變換來求出場(chǎng)矩陣。由節(jié)點(diǎn)坐標(biāo)變換可知,單元k的場(chǎng)矩陣從局部坐標(biāo)系變換到全局坐標(biāo)系的變換公式為

(10)

單元5的場(chǎng)矩陣為

(11)

(12)

其中,α(5)為單元5的局部坐標(biāo)系與全局坐標(biāo)系的夾角,同理可得到T(6)。

車身彎曲剛度用加載點(diǎn)處的力和位移表征,故需建立節(jié)點(diǎn)2與剛度鏈的關(guān)系，設(shè)節(jié)點(diǎn)2豎直向下的變形量Δz為基本未知向量,由式(8)可以得出鏈0-1-2-3-4-5-6-7的剛度鏈數(shù)學(xué)表達(dá)式，記為

f1({C}(1),{C}(10),{C}(12),Δz)=0

(13)

同理可得出子剛度鏈2和子剛度鏈3的鏈數(shù)學(xué)模型。

子剛度鏈1與子剛度鏈2在節(jié)點(diǎn)1和節(jié)點(diǎn)6處耦合,耦合點(diǎn)狀態(tài)向量集合記為{Q}(1,2),建立兩者的耦合方程：

(14)

同理,子剛度鏈1與子剛度鏈3在節(jié)點(diǎn)3處耦合,耦合點(diǎn)狀態(tài)向量集合記為{Q}(1,3);子剛度鏈2與子剛度鏈3在節(jié)點(diǎn)10處耦合，耦合點(diǎn)狀態(tài)向量集合記為{Q}(2,3)。將上述三個(gè)子剛度鏈數(shù)學(xué)模型記為f1、f2、f3,耦合方程記為g(1,2)(f1,f2,{Q}(1,2)),g(1,3)(f1,f3,{Q}(1,3)),g(2,3)(f2,f3,{Q}(2,3)),聯(lián)立方程組有

(15)

式(15)為車身側(cè)圍剛度鏈,可簡(jiǎn)單記為F1。同理可得出另一個(gè)車身側(cè)圍和9個(gè)橫梁的剛度鏈,分別記為F2,F3,…,F11。把這些子系統(tǒng)按照耦合點(diǎn)和拓?fù)潢P(guān)系組合起來,子系統(tǒng)剛度鏈i與子系統(tǒng)剛度鏈j的耦合方程記為G(i,j),則車身整體剛度鏈模型為

(16)

根據(jù)式(15)可以求得節(jié)點(diǎn)2豎直向下的變形量Δz與各主斷面{C}(i)的函數(shù)關(guān)系式：

Δz=f({C}(1),{C}(2),…,{C}(18))

(17)

3.2側(cè)圍剛度優(yōu)化分配

在概念設(shè)計(jì)階段如果直接參考標(biāo)桿車如圖14所示的主斷面結(jié)構(gòu)確定材料的分布，從而完成剛度的分配，將遇到主斷面形狀復(fù)雜、參數(shù)多、計(jì)算耗時(shí)的困難。本文先采用如圖15所示簡(jiǎn)化了形狀的薄壁矩形截面求解各主斷面材料分布規(guī)律，再考慮工藝等需求確定主斷面最后形狀，實(shí)現(xiàn)車身剛度分布的快速計(jì)算和優(yōu)化。

圖14　標(biāo)桿車主斷面結(jié)構(gòu)

圖15　薄壁矩形截面

基于車身剛度鏈的剛度優(yōu)化分布方法是以車身剛度鏈為載體，以車身載荷傳遞與材料分布最佳匹配為目標(biāo)，通過遺傳算法，將車身材料合理地分布到剛度鏈節(jié)點(diǎn)上的方法。為了定量表示主斷面剛度分布情況，定義截面面積S與車身整體剛度EI的比值為該主斷面的當(dāng)量剛度，用EIe表示(量綱一),公式為

(18)

3.2.1剛度優(yōu)化分布數(shù)學(xué)模型

現(xiàn)選取設(shè)計(jì)變量為側(cè)圍9個(gè)主斷面簡(jiǎn)化截面的結(jié)構(gòu)參數(shù)：

X=(X1,X4,…,X15)

(19)

Xi=(hi,wi,ti)

(20)

其中,hi、wi、ti分別為第i個(gè)主斷面簡(jiǎn)化截面結(jié)構(gòu)參數(shù)。為了減少設(shè)計(jì)變量,取板厚ti=0.8 mm,所以共有18個(gè)優(yōu)化設(shè)計(jì)變量?？紤]到概念設(shè)計(jì)階段設(shè)計(jì)自由度大,因此截面初始尺寸及變化范圍設(shè)定如下。門檻梁：h=w=300 mm[250,350],t=0.8 mm。其余梁:h=w=100 mm[20,200],t=0.8 mm。

考慮如圖10所示的車身彎曲剛度工況,約束條件為加載點(diǎn)的位移Δz小于1 mm,表達(dá)式如下：

加載點(diǎn)位移即剛度約束為

Δz=f({C}(1),{C}(4),…,{C}(15))≤1 mm

(21)

車身整體剛度表達(dá)式為

(22)

綜合考慮性能指標(biāo)和經(jīng)濟(jì)指標(biāo),在滿足車身彎曲剛度的條件下應(yīng)使車身質(zhì)量最小,因此將車身質(zhì)量作為目標(biāo)函數(shù),表達(dá)如下：

(23)

式中,li為第i個(gè)梁結(jié)構(gòu)的長(zhǎng)度,li為已知量,可根據(jù)車身簡(jiǎn)化幾何模型得到;ρ為已知的材料密度。

3.2.2優(yōu)化求解及結(jié)果分析

圖16　目標(biāo)函數(shù)收斂情況

選用遺傳算法[13]能有效地求解出模型全局最優(yōu)解或近似最優(yōu)解。在MATLAB中進(jìn)行優(yōu)化計(jì)算,目標(biāo)函數(shù)的收斂情況如圖16所示。在滿足彎曲剛度工況下,車身最小質(zhì)量為0.1326 t。

優(yōu)化后得到的主斷面截面參數(shù)如表2所示,主斷面編號(hào)與表1中的編號(hào)相同。

表2　優(yōu)化后的側(cè)圍主斷面截面參數(shù)

將上述優(yōu)化結(jié)果代入計(jì)算式(21)、式(22),計(jì)算結(jié)果為

Δz=f({C}(1)，({C}(2)，…,{C}(15))=0.4683 mm

(24)

(25)

利用主斷面截面參數(shù)就可計(jì)算出其面積S,慣性矩Iy、Iz以及當(dāng)量剛度。得出的當(dāng)量剛度如圖17所示(側(cè)圍僅涉及編號(hào)為1、4、5、8、9、10、12、13、15的主斷面)。

圖17　車身側(cè)圍彎曲剛度在主斷面上的分布情況

從圖17中可以清楚看到,編號(hào)為1、4、9、10的主斷面分布的當(dāng)量剛度較大,其中以門檻梁斷面的影響程度最大,結(jié)果與文獻(xiàn)[13-14]研究的結(jié)論相同。

為驗(yàn)證上述車身彎曲剛度優(yōu)化分布結(jié)果的正確性,本文分析了標(biāo)桿車的彎曲剛度分布情況，再與前者進(jìn)行對(duì)比。將標(biāo)桿車在HyperWorks軟件中進(jìn)行有限元分析，在保證充分反映實(shí)際結(jié)構(gòu)力學(xué)性能的前提下對(duì)車身部件作了必要簡(jiǎn)化,本文建立的有限元模型包括461 942個(gè)單元、465 722個(gè)節(jié)點(diǎn)、17 925個(gè)焊點(diǎn),如圖18所示。

圖18　計(jì)算車身彎曲剛度的有限元模型

經(jīng)過計(jì)算,結(jié)果可在HyperView中查看。左右加載點(diǎn)位移分別為0.614 mm和0.613 mm。代入彎曲剛度計(jì)算式(22),得到的結(jié)果為

(26)

將基于車身剛度鏈的剛度優(yōu)化結(jié)果與標(biāo)桿車的剛度優(yōu)化結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析,結(jié)果如圖19所示。

圖19　剛度鏈計(jì)算結(jié)果與標(biāo)桿車對(duì)應(yīng)數(shù)據(jù)對(duì)比

從圖19中可以看出,標(biāo)桿車主斷面當(dāng)量剛度的變化幅度比較大,如最大當(dāng)量剛度值與次大當(dāng)量剛度值相差0.106,而剛度鏈優(yōu)化結(jié)果差別為0.019,約為前者的1/5,這說明本文優(yōu)化的剛度分布比較均勻、合理,整體剛度(4271 N/mm)也比標(biāo)桿車(3620 N/mm)大。因?yàn)榛谲嚿韯偠孺湹膭偠葍?yōu)化分布不僅考慮了整體剛度與局部剛度之間的關(guān)系，還考慮了局部剛度與局部剛度之間的關(guān)系，從而保證了整體剛度能夠最優(yōu)地分布到各個(gè)剛度鏈節(jié)點(diǎn)上。所以基于車身剛度鏈的剛度優(yōu)化分布方案通過對(duì)整體剛度進(jìn)行正向設(shè)計(jì)，保證了整體剛度性能最優(yōu)且車身質(zhì)量最小。與基于標(biāo)桿車和CAE技術(shù)的車身概念設(shè)計(jì)方法相比，車身剛度鏈概念設(shè)計(jì)方法采用解析方法求解，計(jì)算效率大幅提高。

4　結(jié)論

(1)針對(duì)現(xiàn)有車身逆向概念設(shè)計(jì)存在設(shè)計(jì)效率低、準(zhǔn)確度不高等問題，提出了基于剛度優(yōu)化分配的車身正向概念設(shè)計(jì)流程，此流程更適用于車身自主開發(fā)。

(2)根據(jù)車身結(jié)構(gòu)拓?fù)渑c剛度分布緊密關(guān)聯(lián)和相互影響的特點(diǎn)，提出了車身剛度鏈設(shè)計(jì)方法，以某款車身的A級(jí)曲面為出發(fā)點(diǎn)，建立了基于線框的車身簡(jiǎn)化模型，確定了18個(gè)主斷面位置,建立了以主斷面為節(jié)點(diǎn)的車身剛度鏈。

(3)針對(duì)車身剛度分布問題，研究了基于車身剛度鏈的整體剛度優(yōu)化分布方法，建立了車身側(cè)圍彎曲剛度優(yōu)化分布問題的數(shù)學(xué)模型，用遺傳算法進(jìn)行了求解，并通過對(duì)比已有近似標(biāo)桿車剛度參數(shù)，驗(yàn)證了剛度優(yōu)化分布方案的合理性以及本文研究方法的可行性，而計(jì)算效率大為提高。

(4)本文對(duì)車身概念設(shè)計(jì)幾何模型進(jìn)行了一些簡(jiǎn)化，并對(duì)側(cè)圍的彎曲剛度優(yōu)化分布進(jìn)行了研究。應(yīng)進(jìn)一步考慮彎曲剛度、扭轉(zhuǎn)剛度，在滿足所有工況下進(jìn)行車身剛度優(yōu)化，最終確定整車剛度優(yōu)化分布，即獲得最佳的材料分布。最后綜合考慮車身NVH、安全、疲勞、工藝等多學(xué)科問題，完成車身主斷面的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),是值得深入研究的問題。

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(編輯袁興玲)

Forward Conceptual Design of Car Body Using Stiffness Optimal Allocation of Main Sections

Liu ZijianZhou XiaolongTian HaibaoLü Cheng

Hunan University, State Key Laboratory of Advanced Design and Manufacturing for Vehicle Body,Changsha,410082

A top-down conceptual design process was proposed based on the stiffness optimum distribution in car-body conceptual design phase.According to the features that the car-body structural topology was closely related to and mutually influences with stiffness distribution,a method of car-body stiffness chain was proposed.A simplified car-body wireframe model was established，18 main sections were defined and the mathematic model of car-body stiffness chain with main sections as nodes was built.Stiffness optimum distribution was studied based on car-body stiffness chain and the mathematic model of car-bodybending stiffness optimum distribution was built and then solved by genetic algorithm to obtain the material distribution in each main section.The rationality of stiffness optimum distribution and the availability of car-body stiffness chain were verified by comparing with the CAE analyses of approximate benchmarking car.

conceptual design of car body;simplified model;car-body stiffness chain;stiffness optimum distribution

2013-08-20

2014-12-04

國(guó)家重點(diǎn)基礎(chǔ)研究發(fā)展計(jì)劃(973計(jì)劃)資助項(xiàng)目(2010CB328002);國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51475152)

U463.82DOI：10.3969/j.issn.1004-132X.2015.06.025

劉子建,男,1953年生。湖南大學(xué)機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院博士研究生導(dǎo)師。主要研究方向?yàn)闄C(jī)械設(shè)計(jì)及理論。出版專著1部,發(fā)表論文10余篇。周小龍,男,1989年生。湖南大學(xué)機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院碩士研究生。田海豹,男,1988年生。湖南大學(xué)機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院碩士研究生。呂程,女,1988年生。湖南大學(xué)機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院博士研究生。