陳 濤, 李 紅，成艾國，李鐵柱，裴一駿

(1.湖南大學(xué)，汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國家重點(diǎn)試驗(yàn)室，長沙 410082；2.汽車噪聲振動和安全技術(shù)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，重慶 400039; 3.湖南湖大艾盛汽車技術(shù)開發(fā)有限公司，長沙 410205)

?

2015020

基于簡化模型的汽車轉(zhuǎn)向盤骨架設(shè)計(jì)研究*

陳 濤1,2, 李 紅1，成艾國1，李鐵柱1，裴一駿3

(1.湖南大學(xué)，汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國家重點(diǎn)試驗(yàn)室，長沙 410082；2.汽車噪聲振動和安全技術(shù)國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，重慶 400039; 3.湖南湖大艾盛汽車技術(shù)開發(fā)有限公司，長沙 410205)

針對某款車轉(zhuǎn)向盤骨架的設(shè)計(jì)，首先采用建立基于梁單元的轉(zhuǎn)向盤骨架簡化模型的方法，進(jìn)行轉(zhuǎn)向盤碰撞安全性能和NVH性能仿真分析, 并通過試驗(yàn)驗(yàn)證了此簡化模型的有效性。然后通過梁單元截面參數(shù)化，運(yùn)用多學(xué)科設(shè)計(jì)優(yōu)化方法，通過實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)構(gòu)建了RBF近似模型用于代替仿真模型，快速設(shè)計(jì)出最優(yōu)的轉(zhuǎn)向盤骨架截面結(jié)構(gòu)，在滿足轉(zhuǎn)向盤的碰撞安全性能和NVH性能條件下，達(dá)到質(zhì)量最輕的目的。結(jié)果表明：該方法不僅對轉(zhuǎn)向盤的正向設(shè)計(jì)有一定的指導(dǎo)意義，同時(shí)能夠?qū)崿F(xiàn)轉(zhuǎn)向盤碰撞安全性能和NVH性能兩學(xué)科的并行優(yōu)化設(shè)計(jì)，大大縮短了設(shè)計(jì)周期，具有較高的工程實(shí)用性。

轉(zhuǎn)向盤骨架；簡化模型；截面參數(shù)化；多學(xué)科設(shè)計(jì)優(yōu)化

前言

汽車正面碰撞時(shí)，人體都會與轉(zhuǎn)向盤發(fā)生直接或間接碰撞接觸，轉(zhuǎn)向盤的結(jié)構(gòu)形式對駕駛員身體的傷害程度有著至關(guān)重要的影響。為了提高汽車的碰撞安全性能，國標(biāo)GB 11557—2011《防止汽車轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)對駕駛員傷害的規(guī)定》于2012年1月1日開始實(shí)施，該標(biāo)準(zhǔn)新增實(shí)驗(yàn)要求為：撞擊頭型以24.1～25.3km/h的相對速度撞擊轉(zhuǎn)向盤時(shí)，頭型減速度超過80g的累積作用時(shí)間不得大于3ms，且最大減速度Amax不得超過120g[1]。因此，轉(zhuǎn)向盤的設(shè)計(jì)要滿足碰撞安全性能。另外，轉(zhuǎn)向盤的怠速振動是駕駛員對汽車品質(zhì)最敏感的主觀感受，因此轉(zhuǎn)向盤的設(shè)計(jì)還必須滿足NVH性能?，F(xiàn)在汽車轉(zhuǎn)向盤骨架大多采用鎂鋁合金鑄造而成，但是鎂鋁合金成本較高，因此轉(zhuǎn)向盤骨架的優(yōu)化設(shè)計(jì)還須充分考慮轉(zhuǎn)向盤的輕量化，達(dá)到降低成本的目的。

針對轉(zhuǎn)向盤結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)，現(xiàn)階段國內(nèi)外大都是通過CAE技術(shù)，建立詳細(xì)的轉(zhuǎn)向盤有限元模型，進(jìn)行仿真分析，對轉(zhuǎn)向盤的性能進(jìn)行評估及優(yōu)化[2-5]。但是詳細(xì)的轉(zhuǎn)向盤有限元模型的建立和后期的有限元計(jì)算都需要花費(fèi)大量的時(shí)間，在優(yōu)化改進(jìn)中修改模型也很困難，這種典型的逆向設(shè)計(jì)方法，不能在整車開發(fā)前期起到有效的設(shè)計(jì)指導(dǎo)作用。而且，這種傳統(tǒng)的串行設(shè)計(jì)，往往是先單獨(dú)對轉(zhuǎn)向盤的某種性能進(jìn)行優(yōu)化，再校核其他方面的性能，并沒有同時(shí)考慮到多個(gè)學(xué)科間的相互關(guān)系，開發(fā)周期比較長。而有效的正向設(shè)計(jì)方法，在設(shè)計(jì)初期能預(yù)測和完善轉(zhuǎn)向盤的整體性能，避免重復(fù)設(shè)計(jì)和縮短開發(fā)周期。國內(nèi)外有很多關(guān)于梁單元建模理論和多學(xué)科優(yōu)化(multidisciplinary design optimization，MDO)在各技術(shù)領(lǐng)域應(yīng)用的文章[6-10]。但是梁單元建模方法和MDO技術(shù)在轉(zhuǎn)向盤骨架的設(shè)計(jì)方面的研究較少。因此本文中提出建立基于梁單元的轉(zhuǎn)向盤骨架簡化模型，同時(shí)運(yùn)用MDO方法，對轉(zhuǎn)向盤骨架截面結(jié)構(gòu)的正向設(shè)計(jì)有實(shí)際的工程價(jià)值。

針對某款微型車轉(zhuǎn)向盤骨架的設(shè)計(jì)，分別建立了轉(zhuǎn)向盤骨架的詳細(xì)有限元模型和梁單元簡化模型。將梁單元截面結(jié)構(gòu)參數(shù)化，以轉(zhuǎn)向盤骨架的質(zhì)量最小為目標(biāo)，轉(zhuǎn)向盤的最小1階模態(tài)和頭型沖擊最大減速度為約束條件，快速方便地對轉(zhuǎn)向盤骨架截面結(jié)構(gòu)進(jìn)行多學(xué)科協(xié)同優(yōu)化，在滿足轉(zhuǎn)向盤骨架碰撞安全性的同時(shí)確保了轉(zhuǎn)向盤骨架的NVH性能，并實(shí)現(xiàn)了轉(zhuǎn)向盤的輕量化設(shè)計(jì)，最終對優(yōu)化后的骨架結(jié)構(gòu)進(jìn)行了強(qiáng)度校核。結(jié)果表明：此方法對轉(zhuǎn)向盤骨架的正向設(shè)計(jì)具有較高的工程實(shí)用性。

1 轉(zhuǎn)向盤詳細(xì)有限元模型的建立

該車轉(zhuǎn)向盤骨架的三維CAD模型由UG制作完成，然后通過Hypermesh有限元軟件采用六面體和四面體單元建立詳細(xì)的轉(zhuǎn)向盤骨架三維有限元模型，共生成17 417個(gè)單元，24 509個(gè)節(jié)點(diǎn)。

在整車試驗(yàn)中，由高速攝像可知，碰撞過程中頭部一般先與轉(zhuǎn)向盤上輪緣接觸，因此僅對轉(zhuǎn)向盤骨架上輪緣沖擊點(diǎn)的碰撞性能進(jìn)行了分析。對于碰撞安全性能分析，由于轉(zhuǎn)向管柱及其支架對分析結(jié)果影響不大，故不考慮其他部件的建模，模型中只包括轉(zhuǎn)向盤骨架和頭型沖擊器。按照國標(biāo)要求，模型中頭型沖擊器質(zhì)量為6.8kg,直徑為165mm,加載7m/s的相對初速度，沖擊轉(zhuǎn)向盤骨架的上輪緣中心點(diǎn)，建立頭型沖擊器與轉(zhuǎn)向盤骨架必要的接觸，并且約束中心套筒的6個(gè)自由度。另外，頭型沖擊器上安裝一加速度計(jì)，以采集頭型加速度。轉(zhuǎn)向盤碰撞安全性分析模型如圖1所示。在LsDyna中整個(gè)碰撞仿真分析過程所用計(jì)算時(shí)間為1 515s。

對于NVH性能分析，模型中僅包括轉(zhuǎn)向盤骨架模型。在轉(zhuǎn)向盤詳細(xì)有限元模型中，約束中心套筒的所有自由度，用LsDyna對轉(zhuǎn)向盤進(jìn)行約束模態(tài)分析計(jì)算。整個(gè)模態(tài)分析過程所用計(jì)算時(shí)間為14s。

2 詳細(xì)有限元模型的有效性驗(yàn)證

針對上述轉(zhuǎn)向盤詳細(xì)有限元模型的有效性，該車型按試驗(yàn)要求分別進(jìn)行了轉(zhuǎn)向盤頭型沖擊試驗(yàn)(見圖2和圖3)和轉(zhuǎn)向盤模態(tài)測試試驗(yàn)(見圖4)，對仿真分析模型進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證。

頭型沖擊器輸出加速度的仿真曲線和試驗(yàn)曲線對比如圖5所示，仿真模型中最大減速度Amax為25.4g，試驗(yàn)中最大減速度Amax為24.5g，經(jīng)曲線對比可知，仿真分析計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果基本吻合。

模態(tài)測試試驗(yàn)結(jié)果如圖6所示，試驗(yàn)測得的轉(zhuǎn)向盤固有頻率為39Hz,而仿真計(jì)算所得的轉(zhuǎn)向盤最小1階固有頻率為41Hz，與試驗(yàn)結(jié)果基本吻合。分析結(jié)果的誤差在10%以內(nèi)，可認(rèn)為此詳細(xì)有限元模型是有效的，能用于轉(zhuǎn)向盤骨架的設(shè)計(jì)分析。

雖然經(jīng)試驗(yàn)驗(yàn)證后模型精確度比較高，但是詳細(xì)的有限元模型的建立和后期的有限元計(jì)算都需要花費(fèi)大量的時(shí)間，尤其是在優(yōu)化改進(jìn)中修改模型非常困難，不利于轉(zhuǎn)向盤的骨架設(shè)計(jì)。針對這些問題，本文中建立了基于梁單元的轉(zhuǎn)向盤骨架簡化模型，有效地實(shí)現(xiàn)了轉(zhuǎn)向盤的骨架設(shè)計(jì)。

3 轉(zhuǎn)向盤簡化模型的建立

采用梁單元對轉(zhuǎn)向盤骨架進(jìn)行簡化建模，共生成梁單元150個(gè)，節(jié)點(diǎn)為307個(gè)。梁單元的截面特性直接從骨架UG實(shí)體模型中獲取，主要由截面面積和截面結(jié)構(gòu)決定，最終用軟件中自帶的U型標(biāo)準(zhǔn)截面等效替代骨架實(shí)體截面，轉(zhuǎn)向盤骨架簡化模型如圖7所示。

同理，與詳細(xì)有限元模型碰撞分析過程類似，建立了基于梁單元的轉(zhuǎn)向盤碰撞安全性分析簡化模型，如圖8所示。用該模型進(jìn)行分析的計(jì)算時(shí)間為28s，僅為詳細(xì)模型計(jì)算時(shí)間的1/54。頭型沖擊器輸出加速度的仿真曲線和試驗(yàn)曲線對比如圖9所示，仿真模型中最大減速度Amax為25.7g，而試驗(yàn)中最大減速度Amax為24.5g，經(jīng)曲線對比可知，仿真分析計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果基本吻合。

運(yùn)用轉(zhuǎn)向盤骨架簡化模型，對轉(zhuǎn)向盤進(jìn)行約束模態(tài)分析計(jì)算，得到轉(zhuǎn)向盤的前6階固有頻率，與詳細(xì)有限元模型計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對比，如表1所示。轉(zhuǎn)向盤骨架模態(tài)分析的1階振型對比如圖10所示。用該簡化模型進(jìn)行模態(tài)分析所用的計(jì)算時(shí)間為2s，僅為詳細(xì)模型計(jì)算時(shí)間的1/7。

表1 前6階固有頻率對比

由梁單元簡化模型的碰撞分析和模態(tài)分析過程可知，不僅模型建模簡單，分析結(jié)果的誤差在10%以內(nèi)，而且大大地提高了計(jì)算效率。另外，梁單元可以直接進(jìn)行截面參數(shù)化，便于轉(zhuǎn)向盤骨架的優(yōu)化。

4 多學(xué)科設(shè)計(jì)優(yōu)化概述

多學(xué)科設(shè)計(jì)優(yōu)化問題[11]的數(shù)學(xué)模型可表示為

(1)

式中:f為目標(biāo)函數(shù);x為設(shè)計(jì)變量;y為與設(shè)計(jì)變量有關(guān)的狀態(tài)變量;hi(x,y)為等式約束;gj(x,y)為不等式約束。目標(biāo)函數(shù)f、約束函數(shù)hi(x,y)和約束函數(shù)gj(x,y)都是設(shè)計(jì)變量x和狀態(tài)變量y的函數(shù)[12]。

目前國際上普遍認(rèn)可的多學(xué)科優(yōu)化方法主要有：多學(xué)科可行方法(MDF)、 同時(shí)分析方法(AAO)、單學(xué)科可行方法(IDF)、并行子空間優(yōu)化方法(CSSO)、協(xié)同優(yōu)化方法(CO)和兩級集成系統(tǒng)綜合法(BLISS)[13]。本文中選用協(xié)同優(yōu)化方法，該方法主要是將復(fù)雜的優(yōu)化設(shè)計(jì)問題分解為各個(gè)學(xué)科優(yōu)化設(shè)計(jì)問題，并通過系統(tǒng)級約束條件來協(xié)調(diào)各學(xué)科之間的共享設(shè)計(jì)變量和耦合狀態(tài)變量，其優(yōu)化目標(biāo)是使子系統(tǒng)各學(xué)科的設(shè)計(jì)優(yōu)化方案與系統(tǒng)級優(yōu)化的目標(biāo)方案的差異最小。協(xié)同優(yōu)化方法的基本框架如圖11所示[13-14]。

5 轉(zhuǎn)向盤骨架截面的優(yōu)化

針對轉(zhuǎn)向盤骨架的碰撞安全性能和NVH性能，各汽車公司都有相關(guān)的標(biāo)準(zhǔn)，根據(jù)某汽車企業(yè)內(nèi)部對轉(zhuǎn)向盤骨架的設(shè)計(jì)分析評價(jià)標(biāo)準(zhǔn)：頭型沖擊試驗(yàn)中頭型沖擊器最大減速度Amax應(yīng)小于40g；同時(shí)為了避免轉(zhuǎn)向盤的怠速共振，使整個(gè)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)滿足NVH性能，其模態(tài)頻率必須大于發(fā)動機(jī)怠速激振頻率，因此對于單獨(dú)的轉(zhuǎn)向盤模態(tài)測試試驗(yàn)，轉(zhuǎn)向盤的最小1階模態(tài)頻率f1不能小于50Hz。

為了滿足轉(zhuǎn)向盤碰撞安全性能和NVH性能，提高轉(zhuǎn)向盤骨架的整體性能，可將多學(xué)科設(shè)計(jì)優(yōu)化方法運(yùn)用到轉(zhuǎn)向盤骨架的設(shè)計(jì)中，同時(shí)滿足骨架的多個(gè)性能要求，縮短設(shè)計(jì)開發(fā)周期?；诘?章中的轉(zhuǎn)向盤簡化分析模型，利用梁單元的特性，通過梁單元截面參數(shù)化，對轉(zhuǎn)向盤骨架截面實(shí)現(xiàn)了多學(xué)科設(shè)計(jì)優(yōu)化。具體的截面優(yōu)化劃分區(qū)域如圖12所示，優(yōu)化變量為各區(qū)域截面相對應(yīng)的尺寸參數(shù)，由于該轉(zhuǎn)向盤骨架截面為U型結(jié)構(gòu)，因此每個(gè)截面均對應(yīng)有4個(gè)尺寸參數(shù)，如圖13所示。

由圖13可知，4個(gè)截面優(yōu)化區(qū)域共有尺寸參數(shù)16個(gè)，為減小分析工作量，通過均勻拉丁方實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)作參數(shù)靈敏度分析[12]，綜合考慮了各尺寸參數(shù)對最大減速度Amax和最小1階模態(tài)頻率f1的影響，并且避免尺寸參數(shù)間的設(shè)計(jì)沖突，最終篩選出8個(gè)尺寸參數(shù)作為該骨架的設(shè)計(jì)變量，分別為A2、A3、B1、B4、C1、C4、D3和D4，如圖14所示。

分析中以頭型沖擊器最大減速度Amax和轉(zhuǎn)向盤最小1階模態(tài)頻率f1作為約束，轉(zhuǎn)向盤骨架的質(zhì)量m為優(yōu)化目標(biāo)。

針對轉(zhuǎn)向盤骨架截面的多學(xué)科優(yōu)化設(shè)計(jì)，按照上述協(xié)同優(yōu)化方法的框架，可以把骨架截面設(shè)計(jì)問題分解為1個(gè)系統(tǒng)級優(yōu)化問題和2個(gè)子系統(tǒng)級優(yōu)化問題，系統(tǒng)級優(yōu)化考慮到轉(zhuǎn)向盤骨架設(shè)計(jì)的輕量化，優(yōu)化目標(biāo)為骨架質(zhì)量m最小化，子系統(tǒng)分別是骨架的碰撞安全性能和NVH性能。其優(yōu)化數(shù)學(xué)簡化模型如下。

系統(tǒng)級優(yōu)化問題表述為

(2)

式中：Z為系統(tǒng)級優(yōu)化變量，Z1={A20，A30，B10，B40，C10，C40，D30，D40}為兩個(gè)學(xué)科的公共變量，Z2={m0}為直接與目標(biāo)相關(guān)的狀態(tài)變量，即m=m0。約束函數(shù)R1和R2見子系統(tǒng)的定義。

(3)

式中：X1為碰撞安全性能子系統(tǒng)的優(yōu)化變量；g為重力加速度，g= 9.81m·s-2。

(4)

式中X2為NVH性能子系統(tǒng)的優(yōu)化變量。

模型各響應(yīng)的初始值和優(yōu)化標(biāo)準(zhǔn)見表2。由表中數(shù)據(jù)可知，響應(yīng)f1的初始值不滿足企業(yè)內(nèi)部標(biāo)準(zhǔn)要求，因此需要優(yōu)化。

表2 各響應(yīng)初始值和標(biāo)準(zhǔn)

為便于后續(xù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)，滿足工程實(shí)際的設(shè)計(jì)要求，定義了各優(yōu)化變量的初始值和范圍，如表3所示。

表3 設(shè)計(jì)變量初始值和范圍

考慮到碰撞和NVH性能計(jì)算時(shí)間相對較長，本文中通過均勻拉丁方實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)獲取采樣數(shù)據(jù)點(diǎn)，對這兩個(gè)學(xué)科建立了相應(yīng)的神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)(RBF)近似模型[15-16]，在該子系統(tǒng)優(yōu)化中，調(diào)用的是近似模型而不是仿真模型，從而提高了計(jì)算效率。近似模型與實(shí)際仿真模型中響應(yīng)值的逼近程度用決定系數(shù)R2評價(jià)，R2=1表明近似模型具有高可信度。該轉(zhuǎn)向盤骨架優(yōu)化的基本框架如圖15所示。

系統(tǒng)級和子系統(tǒng)級均采用模擬退火算法(ASA)進(jìn)行優(yōu)化[17]，系統(tǒng)級經(jīng)過808次迭代后得到其最優(yōu)解，迭代過程如圖16所示。系統(tǒng)級約束條件Ji=0(i=1,2)能近似滿足(Ji≤0.01)，優(yōu)化的迭代過程如圖17所示。

最終的設(shè)計(jì)變量優(yōu)化值見表4，多學(xué)科優(yōu)化后各響應(yīng)值及近似模型決定系數(shù)如表5所示。

綜上所述，在我國的實(shí)際工程施工中旋風(fēng)分離器的應(yīng)用范圍是很廣泛，但是由于經(jīng)濟(jì)的發(fā)展形勢和外界環(huán)境以及生產(chǎn)規(guī)模等原因，導(dǎo)致了對旋風(fēng)分離器性能的要求逐漸增高。為了保證75t/hCFB爐的整體運(yùn)行效率，除了提高旋風(fēng)分離效率，還需要調(diào)整燃料的粒徑，使得爐內(nèi)溫度能保持的恰到好處，還應(yīng)保持料層厚度和過量空氣系數(shù)的標(biāo)準(zhǔn)，加強(qiáng)鍋爐運(yùn)行人員專業(yè)技能培訓(xùn)，同時(shí)基于合理的設(shè)備改造，縮小中心筒插入深度、入口段截面形狀改造，方可有效全面提升75t/hCFB爐的整體運(yùn)行效率。

表4 設(shè)計(jì)變量優(yōu)化值 mm

表5 各響應(yīng)初始值和優(yōu)化值及決定系數(shù)

為了驗(yàn)證近似替代模型的優(yōu)化效果，根據(jù)表4中設(shè)計(jì)變量的優(yōu)化值，建立了真實(shí)的轉(zhuǎn)向盤骨架梁單元簡化模型，分別進(jìn)行轉(zhuǎn)向盤碰撞安全性分析和NVH性能分析。各響應(yīng)優(yōu)化值的誤差分析見表6。經(jīng)對比分析可知，近似替代模型與真實(shí)梁單元模型的優(yōu)化結(jié)果基本吻合。

表6 各響應(yīng)優(yōu)化值的誤差分析

由此可知，多學(xué)科優(yōu)化后，轉(zhuǎn)向盤骨架結(jié)構(gòu)滿足碰撞安全性能的同時(shí)，最小1階模態(tài)頻率f1上升了10Hz，升高了22%左右，其NVH性能得到較大改善，并且優(yōu)化后骨架質(zhì)量為0.487 1kg，降低了10%左右，實(shí)現(xiàn)了輕量化的目的。

6 轉(zhuǎn)向盤骨架的性能校核

由于骨架的多學(xué)科優(yōu)化是基于梁單元簡化模型的，為便于骨架各性能的校核，根據(jù)表4中設(shè)計(jì)變量的優(yōu)化值，建立了詳細(xì)的有限元模型，如圖18所示。基于此詳細(xì)有限元模型，分別進(jìn)行轉(zhuǎn)向盤碰撞安全性分析和NVH性能分析。其結(jié)果，頭型沖擊器輸出加速度曲線如圖19所示，各響應(yīng)的優(yōu)化值見表7。

表7 各響應(yīng)優(yōu)化值和標(biāo)準(zhǔn)

從仿真分析結(jié)果可知，詳細(xì)有限元模型與梁單元簡化模型的優(yōu)化結(jié)果較吻合，優(yōu)化后的骨架性能滿足企業(yè)內(nèi)部標(biāo)準(zhǔn)要求。

最終對優(yōu)化后的骨架結(jié)構(gòu)進(jìn)行了強(qiáng)度校核，應(yīng)力云圖如圖20所示，骨架輸出最大應(yīng)力為88MPa，遠(yuǎn)小于材料屈服極限120MPa，滿足強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。

7 結(jié)論

(1)建立基于梁單元的轉(zhuǎn)向盤骨架簡化模型，不僅建模方便快速，能有效提高計(jì)算效率，而且由于建模所需元素的定義較為簡單，能夠適應(yīng)參數(shù)化建模，對轉(zhuǎn)向盤的正向設(shè)計(jì)有一定的指導(dǎo)意義。

(2)轉(zhuǎn)向盤的碰撞安全性能和NVH性能是轉(zhuǎn)向盤設(shè)計(jì)的重要任務(wù)，將多學(xué)科協(xié)同優(yōu)化方法應(yīng)用到轉(zhuǎn)向盤骨架的設(shè)計(jì)中，能實(shí)現(xiàn)兩個(gè)學(xué)科的并行設(shè)計(jì)，縮短了轉(zhuǎn)向盤骨架的開發(fā)周期，提高了其整體性能。

(3)以梁單元截面尺寸參數(shù)作靈敏度分析，對骨架結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化，取得了一定的優(yōu)化成果。但是對各性能靈敏的部分尺寸參數(shù)并未得到體現(xiàn)，須進(jìn)行進(jìn)一步研究。

(4)該方法可以進(jìn)一步應(yīng)用到轉(zhuǎn)向盤骨架其他區(qū)域截面結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)中，同時(shí)還可以擴(kuò)展到骨架更多性能的并行設(shè)計(jì)中。

[1] 國家標(biāo)準(zhǔn)化工作委員會.GB 11557—2011 《防止汽車轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)對駕駛員傷害的規(guī)定》[S].北京：中國標(biāo)準(zhǔn)出版社，2011.

[2] 李志剛，張金換，馬春生，等. 汽車轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)安全性仿真分析及試驗(yàn)研究[J].清華大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版)，2010，50(5)： 649-653.

[3] 盧禮華，單峰，鄒杰.基于有限元技術(shù)和試驗(yàn)?zāi)B(tài)的轉(zhuǎn)向盤優(yōu)化設(shè)計(jì)[J]. 合肥工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版)，2012，35(9)：1163-1167.

[4] Yang Zane Z, Raman Srini V， Ma Deren. Virtual Tests for Facilitating Steering Wheel Development[J].SAE Paper 2005-01-1072.

[5] Subrata Nayak, Ankit Garg， SM Kumar.Virtual Design Optimization of Thermoplastic Steering Wheel[J]. SAE Paper 2011-01-0023.

[6] 張哲蔚. 基于簡化模型的車身結(jié)構(gòu)分析與優(yōu)化[D].上海：同濟(jì)大學(xué)，2009.

[7] Prater G. Finite Element Concept Models for Vehicle Architecture Assessment and Optimization[J].SAE Paper 2005-01-1400.

[8] 蘇瑞意，桂良進(jìn)，吳章斌，等. 大客車車身骨架多學(xué)科協(xié)同優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2010，46(18)：128-133.

[9] 史國宏，陳勇，楊雨澤，等. 白車身多學(xué)科輕量化優(yōu)化設(shè)計(jì)應(yīng)用[J].機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2012，48(8)：110-114.

[10] Piperni P，Abdo M，Kafyeke F.Preliminary Aerostructural Optimization of a Large Business Jet[J].Journal of Aircraft，2008(5)：1422-1438.

[11] 李鐵柱，李光耀，顧紀(jì)超，等.汽車乘員艙安全性與舒適性多學(xué)科設(shè)計(jì)優(yōu)化[J]. 機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2012，48(2)：138-145.

[12] 王振，成艾國，胡朝輝，等.MDO在汽車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)結(jié)構(gòu)優(yōu)化中的應(yīng)用[J].計(jì)算機(jī)仿真，2011,28(8)：310-314.

[13] 趙周鵬.基于ISIGHT的無人機(jī)機(jī)翼氣動與結(jié)構(gòu)協(xié)同優(yōu)化研究[D].南京：南京航空航天大學(xué)，2007.

[14] 李鈺.多學(xué)科設(shè)計(jì)優(yōu)化方法及其應(yīng)用研究[D].江門：五邑大學(xué)，2008.

[15] 陳昊.基于遺傳算法與代理模型的協(xié)同優(yōu)化方法的研究[D].南昌：南昌航空大學(xué)，2007.

[16] Fang H B，Horstemeyer M F.Global Response Approximation with Radial Basis Functions[J].Engineering Optimization，2006，38(4)：407-424.

[17] 胡婕， 王如華，王穩(wěn)江，等.電動輪汽車差速助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)路感優(yōu)化[J].南京航空航天大學(xué)學(xué)報(bào)，2012，44(4)：458-463.

A Research on the Design of Vehicle Steering Wheel SkeletonBased on Simplified Model

Chen Tao1,2, Li Hong1, Cheng Aiguo1, Li Tiezhu1& Pei Yijun3

1.HunanUniversity,StateKeyLaboratoryofAdvancedDesignandManufacturingforVehicleBody,Changsha410082;2.StateKeyLaboratoryofVehicleNVHandSafetyTechnology,Chongqing400039;3.AISNAutoR&DCo.,Ltd.,Changsha410205

Aiming at the steering wheel skeleton design of a mini-car, a simplified modeling method for steering wheel skeleton based on beam elements is adopted first to conduct a simulate analysis on the impact safety and NVH performance of steering wheel, with the effectiveness of the simplified model verified by tests. Then through parameterizing beam element section, applying multidisciplinary design optimization (MDO) technique, and building a RBF meta-model instead of simulation model with the design of experiments, the sections of steering wheel skeleton are speedy optimized, achieving the goal of lightweighting while meeting the requirements on impact safety and NVH performance of steering wheel. The results show that the method adopted not only has a guiding significance to the forward design of steering wheel, but also achieves the parallel design optimization in two disciplines of steering wheel—impact safety and NVH performance, greatly reducing the design lead-time with a high engineering practicability.

steering wheel skeleton; simplified model; section parameterization; MDO

*廣西科學(xué)研究與技術(shù)開發(fā)計(jì)劃(桂科攻11107001-9)、國家863計(jì)劃項(xiàng)目(2012AA111802)、湖南大學(xué)青年教師成長計(jì)劃和湖南省自然科學(xué)基金(14JJ3055)資助。

原稿收到日期為2013年4月18日，修改稿收到日期為2013年6月27日。