基于靈敏度分析的客車骨架優化分析研究

魏 允

(河南工業職業技術學院網絡管理中心,河南南陽 473009)

0.引言

汽車的三大總成中,車身結構的設計歷來是汽車設計中的重中之重。車身直接決定整車的安全性、舒適性、美觀以及由車身外形空氣動力學性能決定的操控穩定性、動力性和經濟性[1]。目前,國內客車整車制造的協調性與國外有較大差距。一方面,對設計過程中的應力和位移薄弱區域往往采用局部加強,造成車架越來越重;另一方面,對個別能夠減薄、減少的構件,卻因無精確的減輕數據不敢實施,造成材料的浪費。因此,對車架進行合理優化,在滿足強度和剛度的前提下,實現輕量化,對節約鋼材,節省能源,減少油耗,降低輪胎磨損,減輕環境污染均有積極的意義。

我們在輕量化方面通常采用的做法是:在不改變結構的前提下,通過改變型材截面的大小或形狀以獲得體積的減小。型材截面尺寸的改變量通常以“等強度、等剛度”為指導[2],但具體的改變量卻并無準確的依據。本文以某全承載客車的輕量化為背景,通過對目標函數和狀態變量的變化較敏感的參數為設計變量,以靈敏度計算結果為依據,參照模態的分析結果,實現對客車車身的輕量優化。

1.客車車身有限元模型

1.1 有限元模型

客車車身骨架是復雜的空間薄壁桿系組成的超靜定結構,由型鋼和異形截面管焊接組合而成。為了使有限元模型能夠真實的反映工作情況,本文對桿件結構采用了純梁結構建模;對懸架采用實體方式建模。整個車身有限元模型包括2653個節點,12320個單元。圖 1所示為客車骨架的有限元模型。

1.2 載荷和邊界條件

根據客車的實際承載情況,我們對有限元模型進行了約束和加載,載荷主要由以下部分組成:骨架自重,在 ANSYS中定義材料密度即可生成;乘客及行李重量,本文按超載至55人計算。每人重 100Kg(含座椅重量),每人攜帶 60Kg行李。乘客重量按座位的具體位置均勻加在對應梁上,行李重量則均勻分布在貨箱內。另外,發動機、變速器等隨車部件載荷按圖紙施加至相應的節點處。

圖 1 客車骨架有限元模型

汽車車身承受著來自道路及裝載的各種載荷,這些隨機載荷會導致汽車結構產生疲勞損壞。所以,在結構設計時,必須考慮到實際行駛中的最大變形量。長期的實踐表明,極限扭轉工況的變形量最大[3],試驗也證實了這一點。

1.3 有限元模型的試驗驗證

為驗證該車車身有限元模型的正確性,在參考國家客車車身應力測試標準的前提下,根據實際情況在結構上應力和位移較大的區域內布 70個測點[4],檢測客車在水平彎曲工況下的應力情況。具體加載方案與有限元模型的載荷分布一致。圖 2所示為對應測點的應力理論計算曲線與實測曲線。

如圖 2所示,理論曲線與實測曲線變化趨勢基本一致。個別測點應力有差異,其原因是由于試驗時實際載荷施加不均勻導致。證明該車的有限元模型是正確的。

圖 2 測點的電測應力與理論應力對比曲線

2.靈敏度分析及優化[5-6]

靈敏度分析是優化設計的重要一環,可成倍提高優化效率,通過靈敏度分析可以計算出結構響應值對于各設計變量的導數,以確定設計變化過程中對結構響應最敏感的部分,從而可以獲得最關心的靈敏度系數和最佳的設計參數。

在對客車車身進行輕量化時,由于車身附件及內飾的裝配工藝要求的局限,主要通過改變梁的截面尺寸和厚度來實現要求。

與此同時,整車的剛度和強度也隨著梁尺寸的改變而劇烈變化。靈敏度分析就是選取對于車身剛度和強度變化影響最小參數作為優化設計變量,通過改變截面尺寸使其體積最小,從而實現重量減輕的目標。

2.1 目標函數的確定

輕量優化的目標是在滿足應力和位移要求的前提下,質量取最輕。由于質量與體積呈線性變化 (密度均勻),因此,體積最小意味著質量最輕。目標函數定義為結構的體積最小。

2.2 狀態變量的確定

狀態變量是指約束設計的數值,它一般是設計變量的函數。輕量化是通過改變截面形狀尺寸實現的,但絕不是以降低車架的強度與剛度來獲得的。因此,將車架的應力和位移定義為狀態變量,實現“等強度,等剛度”的要求。

2.3 設計變量的確定

優化的結果是通過改變設計變量實現的,在優化設計中,可設置的設計變量最大數目有限[7]。空間薄壁梁的寬、高、壁厚將占用 3個參數,所以要選取靈敏度值大的梁進行輕量化。表 1為部分參數的靈敏度分析結果。圖 3、4、5、為左側圍、底架中段截面梁和頂圍的設計變量分布圖。

表 1 彎曲工況部分參數靈敏度分析結果

2.4 優化結果與分析

對模型進行優化計算,目標函數,即優化部分車身骨架質量的收斂情況如圖 6所示;車身骨架的最大位移和車身的最大應力的變化情況如圖 7、8所示。

圖 3 左側圍的設計變量

圖 4 底架中段截面梁的設計變量

圖 5 頂圍的設計變量

圖 6 優化部分骨架質量變化情況

圖 7 車身最大位移變化情況

本次分析共進行了 12次迭代計算。由圖 6～圖 8可以看出,前 6次迭代數值波動劇烈,以后的數據變化趨于平緩。第 7次迭代車身質量收斂最大,從優化前的 830kg減為710kg,車身總重 1980kg,減輕 6%。對于反映車身剛度的最大位移量由圖 7可以看出,第 7次迭代最大撓度為 6.8mm,比優化前的 6.4mm增加 6.25%,撓度小于廠家要求的變化上限,也小于文獻[8]中后置發動機客車的最大變形參考值10mm。由圖 8可以看到,第 7次迭代結果車身構件的最大應力變化不大,由原來的 110 MPa增加到 116 MPa,增加 5.45%。車身為 16Mn,屈服強度為強度為 350MPa,安全系數較高[9]。

圖 8 車身最大應力變化情況

綜合圖 6～圖 8可知,客車車身質量的減輕是以增大車身最大位移量和最大應力為代價的。在客車車身輕量化的過程中,應協調車身最大位移、最大應力 (狀態變量)與車身總質量 (車身總體積即狀態變量)之間關系,在保證車身剛度、強度的同時降低車身構件最大應力及盡可能多的減少車身質量。

由于鋼材型號有限,最終的輕量方案必須是在優化的基礎上圓整后得到。表 3所示為部分截面尺寸變動情況。

表 3 部分截面優化前后尺寸變化表

3.模態分析

車身結構不僅要有足夠的強度和靜剛度以滿足其疲勞壽命以及使用要求,而且也應該有合理的動態特性以達到控制車身振動和噪聲的目的。錯開車身固有頻率和激振頻率,可以避免骨架共振現象的發生,進而有效提升乘客乘坐的舒適度,并且乘坐舒適度是衡量客車性能的重要指標。所以,對輕量優化前后的車架模型進行模態分析是非常必要的。

根據模態分析理論,對于高階特征值系統的求解,往往需要耗費大量的計算時間。對于大型工程結構的客車車身來說,只需要了解前幾階的振型和頻率,因為低階振動對結構動力性能影響最大。表 2為優化前后前十階車身固有頻率值及其陣型的對比。

表 2 優化前后前十階車身固有頻率值及其陣型的對比

通過表 2比較可以發現,整車優化前后整車振動除了振幅值稍微上升以外,局部陣型并沒有發生劇烈變化,說明優化后的剛度變化均勻。

由試驗數據可知,該車身與懸架共振頻率為 1.9-3.1HZ,發動機怠速頻率約 17-25HZ,因此該車架的理想頻率范圍為 3.1-17HZ。該車車身一階扭轉頻率為 6.0236HZ,一階彎曲頻率為 10.365HZ,可見車身低階固有頻率均符合理想固有頻率。所以,優化后車架整體避免了共振現象的發生。

4.結論

本文以靈敏度分析方法對客車車身骨架實施了定量的輕量優化,而且模態計算顯示優化結果符合設計要求,通過計算分析我們可以得出:

(1)在車架的應力值和位移值均滿足設計要求的同時,車架總重減輕了 6%,優化效果明顯,滿足了廠家的要求。

(2)計算結果對輕量優化方案提供了切實可行的定量依據,改變了以往輕量方案憑借經驗和感覺的方法,避免了設計的盲目性。

(3)靈敏度分析是確定優化過程設計變量的有效方法之一,是汽車車身結構優化設計的實用技術,對汽車設計有重要的意義。

[1]劉惟信.汽車設計[M].北京:清華大學出版社,2000.

[2]李輝.客車車身骨架有限元分析與輕量化改進設計[D].合肥工業大學,2006.

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