王震虎,王萬(wàn)林,張松波,尹 雙,李落星

(1.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； 2.湖南大學(xué)機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院,長(zhǎng)沙 410082；3.重慶長(zhǎng)安汽車歐尚研究院,重慶 400023)

前言

新車型開(kāi)發(fā)采用成熟平臺(tái)共線生產(chǎn),能夠有效地縮短開(kāi)發(fā)周期,降低開(kāi)發(fā)成本,是目前國(guó)內(nèi)外主機(jī)廠縮短新車型開(kāi)發(fā)周期最有效的方法。然而,采用傳統(tǒng)CAE方法對(duì)新車型輕量化開(kāi)發(fā)時(shí),大多數(shù)是從初版詳細(xì)數(shù)據(jù)介入分析,且受到多重空間約束,工作量大,從而影響整車開(kāi)發(fā)進(jìn)度或使解決該問(wèn)題的代價(jià)很大。在概念設(shè)計(jì)階段對(duì)車身關(guān)鍵斷面進(jìn)行輕量化分析,能同時(shí)評(píng)估各梁截面參數(shù)對(duì)車身性能的貢獻(xiàn)量,減質(zhì)量潛力大,實(shí)施成本低,能夠取得較好的輕量化效果[1]。研究表明,接頭對(duì)白車身剛度的貢獻(xiàn)在60%以上[2],而接頭的結(jié)構(gòu)類型是由主斷面的形式?jīng)Q定的,因此,有必要在概念階段對(duì)白車身主斷面進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)優(yōu)化,以滿足項(xiàng)目性能指標(biāo)和輕量化要求。

對(duì)于白車身結(jié)構(gòu)件的優(yōu)化設(shè)計(jì),傳統(tǒng)方法是在詳細(xì)數(shù)據(jù)階段進(jìn)行,主要通過(guò)對(duì)零部件進(jìn)行尺寸、拓?fù)浜托蚊矁?yōu)化[3]。形狀規(guī)則的主斷面優(yōu)化主要采用基于Morphing的網(wǎng)格自適應(yīng)功能來(lái)實(shí)現(xiàn),但該方法的計(jì)算量較大,且連接部位難以處理。形狀復(fù)雜不規(guī)則的主斷面優(yōu)化則一直是困擾工程設(shè)計(jì)人員的難題。孔敏等人[4]采用比例縮放法對(duì)截面進(jìn)行優(yōu)化,將截面的形狀與屬性參數(shù)聯(lián)系起來(lái),縮放截面的尺寸時(shí),Iy(對(duì)單元y的截面慣性矩)、Iz(對(duì)單元z的截面慣性矩)和Iyz(慣性積)呈非線性變化,但I(xiàn)y/Iz的值保持不變,參數(shù)A(截面面積)和J(扭轉(zhuǎn)常數(shù))隨比例呈線性變化。遲瑞豐等[5]開(kāi)發(fā)的VCD-ICAE截面優(yōu)化平臺(tái)采用扁寬控制優(yōu)化法作為截面優(yōu)化可選方法,該方法在常規(guī)商用有限元軟件難以實(shí)現(xiàn),需要借助二次開(kāi)發(fā),通用性不強(qiáng)。Donders等[6]基于簡(jiǎn)化梁?jiǎn)卧?duì)接頭采用超單元處理,建立了概念車身的動(dòng)力學(xué)模型,并利用該模型對(duì)車身的頻率特性進(jìn)行了分析與優(yōu)化,取得了很好的效果。宋凱等[7-8]建立了基于詳細(xì)接頭的簡(jiǎn)化力學(xué)模型,對(duì)車身主斷面進(jìn)行了壁厚優(yōu)化。德國(guó)SFE公司開(kāi)發(fā)的SFE CONCEPT軟件,采用集成化思想建立車身簡(jiǎn)化模型,并在此基礎(chǔ)上進(jìn)行優(yōu)化,能在概念設(shè)計(jì)階段完成60%的車身力學(xué)參數(shù)設(shè)計(jì)[9],但國(guó)內(nèi)對(duì)該軟件的使用率還不是很高。

綜上所述,對(duì)白車身主斷面優(yōu)化方法的研究中對(duì)主斷面形狀參數(shù)和壁厚優(yōu)化的研究尚未見(jiàn)相關(guān)報(bào)道。本文中建立基于真實(shí)接頭的白車身概念模型,同時(shí)對(duì)主斷面的形狀參數(shù)和壁厚進(jìn)行尺寸優(yōu)化。綜合考慮主斷面的慣性矩Iy,Iz,扭轉(zhuǎn)常數(shù)J和截面面積A的相對(duì)靈敏度,篩選出19個(gè)關(guān)鍵主斷面。最后,以車身質(zhì)量最小為目標(biāo),彎、扭剛度和1階彎、扭模態(tài)作為約束條件,運(yùn)用序列二次規(guī)劃法對(duì)關(guān)鍵主斷面形狀和壁厚尺寸進(jìn)行優(yōu)化。

圖1 “HAT”類型截面

圖2 “HAT1”類型截面

圖3 梁?jiǎn)卧c薄殼單元的等效連接方式

1 概念車身的建模與可信度驗(yàn)證

1.1 主斷面參數(shù)化

白車身主斷面的形式有兩類:標(biāo)準(zhǔn)斷面與異型復(fù)雜斷面。

標(biāo)準(zhǔn)斷面如縱梁、地板橫梁、頂蓋撐條等都是“幾”字形斷面與地板、頂蓋等焊接而成的閉口斷面形式,與MSC/NASTRAN中HAT和HAT1[10]兩種斷面形式相近,兩種斷面信息如圖1和圖2所示,具有相同的PBMEAL屬性。梁?jiǎn)卧c薄殼單元的點(diǎn)焊等效建模方式主要有5種,如圖3所示。為探究概念模型中地板與相關(guān)梁之間或頂蓋與其支撐條之間的合理建模方式,搭建簡(jiǎn)易模型將不同簡(jiǎn)化方式與詳細(xì)模型在不同工況下的剛度進(jìn)行對(duì)比。簡(jiǎn)易模型的典型分析工況主要考慮以下4種,見(jiàn)圖4。工況1:簡(jiǎn)支梁狀態(tài)；工況2:懸臂梁垂向加載；工況3:懸臂梁扭轉(zhuǎn)；工況4:懸臂梁側(cè)向加載。每種連接方式的梁截面分別采用如上所述的封閉與開(kāi)口兩種形式,一共設(shè)計(jì)了10組實(shí)驗(yàn)。與詳細(xì)模型相比,簡(jiǎn)易模型除連接方式與截面形式不同外,材料屬性和地板網(wǎng)格大小等都完全一樣。不同的簡(jiǎn)化形式在不同工況下與詳細(xì)模型的剛度值對(duì)比如表1所示。

圖4 簡(jiǎn)易模型的典型分析工況

針對(duì)以上4種工況,首先分析截面開(kāi)閉口形式對(duì)仿真精度的影響。表1為不同建模方式4種工況下與詳細(xì)模型的誤差對(duì)比。由表1可知,工況1和工況2兩種截面形式整體結(jié)果相差不大,開(kāi)口截面與詳細(xì)模型的差距略優(yōu)于閉口截面；工況3閉口截面形式明顯優(yōu)于開(kāi)口截面形式；工況4側(cè)向加載閉口截面誤差比開(kāi)口形式要大,但相對(duì)于工況3而言,兩種之間的差距較小。綜合考慮,與薄殼單元連接的梁截面采用閉口形式與實(shí)際更相符。

對(duì)比不同點(diǎn)焊連接方式,前3種連接方式分析結(jié)果差異不大,工況1與工況4下,差異基本為0；而在工況2與工況3下,第4種連接方式的精度比前3種都要差；第5種連接方式,在所有工況下與前3種連接方式的誤差都較小,但在實(shí)際建模過(guò)程中難以做到與點(diǎn)焊位置完全一致。從求解精度、求解效率和建模難易程度綜合來(lái)考慮,采用梁?jiǎn)卧c殼單元共節(jié)點(diǎn)方式來(lái)模擬梁?jiǎn)卧c薄殼單元的點(diǎn)焊連接更為合理。

除標(biāo)準(zhǔn)主斷面外,白車身上的梁斷面多數(shù)屬于異型復(fù)雜斷面形式,如A/B/C/D柱斷面。本文中采用PBMSECT屬性對(duì)其進(jìn)行參數(shù)化定義[11]。該方法通過(guò)定義組成主斷面的關(guān)鍵點(diǎn),再由關(guān)鍵點(diǎn)首尾相連形成斷面幾何形狀的定義,接著對(duì)組成同一鈑金件的線條賦予同一厚度值,從而獲得完整的薄壁斷面,如圖5所示。x軸為梁的軸向方向,y和z軸構(gòu)成梁斷面的平面方向。構(gòu)成斷面所有硬點(diǎn)y和z方向的最大距離分別定義為高度H和寬度W,各薄壁的壁厚分別定義為t1,t2和t3。

表1 不同建模方式4種工況下與詳細(xì)模型的誤差對(duì)比

1.2 基于真實(shí)接頭的概念模型建立

圖5 PBMSECT屬性的異型復(fù)雜斷面形式

將同平臺(tái)成熟車型的主斷面進(jìn)行參數(shù)化,結(jié)合該車的真實(shí)接頭數(shù)據(jù)、車身硬點(diǎn)硬線、造型數(shù)據(jù),搭建基于真實(shí)接頭的概念模型。參數(shù)化的主斷面與真實(shí)接頭通過(guò)RBE3單元耦合,梁?jiǎn)卧c薄殼單元采用共節(jié)點(diǎn)連接。具體建模流程如圖6所示。

圖6 概念車身建模流程

1.3 概念模型的可信度驗(yàn)證

1.3.1 彎曲剛度分析工況

約束左后縱梁彈簧支座安裝處X,Y,Z(X表示車長(zhǎng)方向,Y表示車寬方向,Z表示車高方向,下同)平動(dòng)自由度；約束右后縱梁彈簧支座安裝處Y,Z平動(dòng)自由度；約束左前減振器托架X,Z平動(dòng)自由度；約束右前減振器托架Z平動(dòng)自由度；在前排座椅橫梁與縱梁交點(diǎn)處各加載1 000N的Z向向下的作用力,如圖7和圖8所示。彎曲剛度的計(jì)算公式為

式中:Kb為彎曲剛度,N/mm；F為載荷,N；Z1和Z2分別為對(duì)應(yīng)左右測(cè)點(diǎn)的Z向位移,mm。

圖7 概念車身彎曲剛度位移云圖

圖8 彎曲剛度試驗(yàn)

1.3.2 扭轉(zhuǎn)剛度分析工況

約束左后縱梁彈簧支座安裝處X,Y,Z平動(dòng)自由度；約束右后縱梁彈簧支座安裝處Y,Z平動(dòng)自由度；約束前防撞橫梁Z向平動(dòng)自由度；在左右前懸減振器托架加載3 000N的大小相等、方向相反的Z向作用力,如圖9和圖10所示。扭轉(zhuǎn)剛度的計(jì)算公式為

式中:Kt為扭轉(zhuǎn)剛度,N·m/(°)；F為施加載荷,N；L為加載點(diǎn)間距,mm；Z1和Z2分別為對(duì)應(yīng)左右測(cè)點(diǎn)的Z向絕對(duì)位移,mm；l為測(cè)點(diǎn)的間距,mm。

圖9 概念車身扭轉(zhuǎn)剛度位移云圖

1.3.3 自由模態(tài)分析工況

采用蘭索斯(Lanczos)法計(jì)算白車身結(jié)構(gòu)的各階模態(tài)和振型,該方法的計(jì)算效率高。頻率范圍為1～70Hz,根據(jù)模態(tài)振型提取白車身的1階彎曲和1階扭轉(zhuǎn)模態(tài),模態(tài)試驗(yàn)如圖11所示。

圖10 扭轉(zhuǎn)剛度試驗(yàn)

圖11 模態(tài)試驗(yàn)

表2為彎曲、扭轉(zhuǎn)和自由模態(tài)工況下實(shí)車試驗(yàn)值與仿真值的對(duì)比。由表可知模型誤差在20%以內(nèi),說(shuō)明基于真實(shí)接頭的概念模型能用于項(xiàng)目概念階段白車身的性能評(píng)估與優(yōu)化。

表2 概念模型仿真值與試驗(yàn)值對(duì)比

2 概念車身主斷面尺寸優(yōu)化

2.1 同平臺(tái)新車概念模型的建立

運(yùn)用上述建立白車身概念模型的方法,依據(jù)新車型造型數(shù)據(jù)、硬點(diǎn)硬線,借用同平臺(tái)車的斷面和接頭數(shù)據(jù)快速建立起新車概念模型,如圖12所示。概念車身模型中共有201 269個(gè)節(jié)點(diǎn),195 684個(gè)單元,共包含18個(gè)真實(shí)接頭(A/B/C/D柱的上接頭),左右對(duì)稱和45個(gè)主斷面(標(biāo)準(zhǔn)與異型)。

圖12 概念車身有限元模型

2.2 主斷面參數(shù)靈敏度分析

車身結(jié)構(gòu)性能參數(shù)對(duì)車身結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)的靈敏度定義為

式中:uj為車身性能參數(shù)；wj為車身結(jié)構(gòu)參數(shù)。

靈敏度分析的主要目的是找出對(duì)車身剛度和模態(tài)影響較大的斷面,以此提升優(yōu)化效率。表征主斷面物理特性的參數(shù)中Iz,Iy和扭轉(zhuǎn)常數(shù)J主要影響梁的抗彎、抗扭性能；斷面面積A與質(zhì)量相關(guān),而質(zhì)量與整車性能有密切關(guān)系,且決定梁的抗拉性能。因此,本文中選取主斷面的4個(gè)屬性參數(shù)作為靈敏度分析的設(shè)計(jì)變量,綜合考慮各參數(shù)對(duì)白車身彎、扭剛度的影響程度,從而篩選出靈敏度較大的關(guān)鍵主斷面。

圖13 彎、扭剛度對(duì)主斷面慣性矩Iz的靈敏度

圖13～圖16分別為白車身概念模型中45個(gè)主斷面慣性矩Iz,Iy,扭轉(zhuǎn)常數(shù)J和斷面面積A在綜合考慮彎、扭兩種工況下的靈敏度柱狀圖。從中分別選取前12個(gè)對(duì)象作為優(yōu)化對(duì)象,去除重復(fù)的斷面,共選取19個(gè)斷面作為最終優(yōu)化對(duì)象,其中標(biāo)準(zhǔn)斷面5個(gè),異型斷面14個(gè),如圖17所示。

圖14 彎、扭剛度對(duì)主斷面慣性矩Iy的靈敏度

圖15 彎、扭剛度對(duì)扭轉(zhuǎn)常數(shù)J的靈敏度

圖16 彎、扭相對(duì)剛度對(duì)橫斷面積A的靈敏度

圖17 白車身主斷面優(yōu)化變量分布圖

2.3 主斷面尺寸優(yōu)化

標(biāo)準(zhǔn)斷面由于參數(shù)DIM僅代表與梁焊接的地板或頂蓋等覆蓋件的壁厚,優(yōu)化時(shí)不考慮。對(duì)非標(biāo)準(zhǔn)斷面選取高度H、寬度W和各壁厚t作為優(yōu)化變量。所有優(yōu)化變量的取值范圍為原始值的±20%。系統(tǒng)優(yōu)化的目標(biāo)是在概念車身基礎(chǔ)性能不低于項(xiàng)目設(shè)定的目標(biāo)值的前提下,最大限度實(shí)現(xiàn)輕量化設(shè)計(jì)。概念車身主斷面尺寸優(yōu)化數(shù)學(xué)模型為

式中:Ti,Tj分別為標(biāo)準(zhǔn)斷面和異型復(fù)雜斷面的設(shè)計(jì)變量；DIM1i,DIM2i,DIM3i,DIM4i為標(biāo)準(zhǔn)斷面i的4個(gè)參數(shù)；t1j,t2j,t3j,wj,hj為異型復(fù)雜斷面j的5個(gè)參數(shù)；M為車身質(zhì)量；KB,KT,ModeB和ModeT分別為車身彎、扭剛度和1階彎、扭模態(tài)；KT-target＝10600N·m/(°),KB-target＝ 8500N/mm,ModeB-target＝ 42.8Hz 和ModeT-target＝34.1Hz分別為車身彎、扭剛度和1階彎、扭模態(tài)頻率設(shè)定的目標(biāo)值。

圖18 質(zhì)量迭代過(guò)程圖

2.4 優(yōu)化結(jié)果

采用MSC/NASTRAN的SOL200求解器中的基于梯度信息的序列二次規(guī)劃法進(jìn)行優(yōu)化,圖18為質(zhì)量目標(biāo)的迭代過(guò)程圖,圖19～圖22為各個(gè)約束的迭代歷程變化曲線。由圖可知,目標(biāo)函數(shù)在9個(gè)迭代步后基本達(dá)到收斂,最優(yōu)解并未違反約束條件,最優(yōu)解可行。優(yōu)化后,概念車車身質(zhì)量減輕8.33kg,減輕率達(dá)2.7%。

圖19 彎曲剛度迭代過(guò)程圖

圖20 彎曲模態(tài)迭代過(guò)程圖

圖21 扭轉(zhuǎn)剛度迭代過(guò)程圖

圖22 扭轉(zhuǎn)模態(tài)迭代過(guò)程圖

表3為主斷面優(yōu)化前后的概念車身性能對(duì)比。由表可知:優(yōu)化后概念車身的彎曲剛度比初始方案提高4.7%,扭轉(zhuǎn)剛度提高4.0%；1階彎曲和1階扭轉(zhuǎn)模態(tài)分別提升2%和1.2%,質(zhì)量減輕2.7%,輕量化效果明顯。圖23為部分主斷面尺寸優(yōu)化前后的示意圖,且主斷面優(yōu)化的結(jié)果經(jīng)過(guò)沖壓工藝成型方面的考慮。該優(yōu)化結(jié)果可指導(dǎo)前期概念設(shè)計(jì)階段白車身主斷面的優(yōu)化,對(duì)概念設(shè)計(jì)階段同平臺(tái)車型的主斷面輕量化設(shè)計(jì)與優(yōu)化提供有效支撐。

表3 主斷面優(yōu)化前后概念車身的性能對(duì)比

圖23 部分主斷面優(yōu)化前后示意圖

表4為根據(jù)優(yōu)化后的主斷面尺寸搭建的白車身詳細(xì)CAE模型的性能與目標(biāo)值的對(duì)比。由表可知,白車身真實(shí)模型的彎、扭剛度和1階彎、扭模態(tài)都高于CAE目標(biāo)設(shè)定值,白車身的質(zhì)量相比設(shè)定目標(biāo)減輕1.46kg。各項(xiàng)基礎(chǔ)性能目標(biāo)均已達(dá)成,一定程度上減輕了詳細(xì)數(shù)據(jù)設(shè)計(jì)階段優(yōu)化的工作量,說(shuō)明本文中建立的基于概念車身模型的主斷面尺寸優(yōu)化方法具有較大的工程實(shí)際意義。

表4 詳細(xì)模型與CAE設(shè)定目標(biāo)值的對(duì)比

3 結(jié)論

根據(jù)同平臺(tái)車型數(shù)據(jù)庫(kù)建立基于真實(shí)接頭的白車身精確概念模型,提出綜合考慮主斷面4個(gè)屬性靈敏度篩選出關(guān)鍵主斷面的方法,并以車身質(zhì)量最輕為目標(biāo),彎、扭剛度和1階彎、扭模態(tài)作為約束條件,采用基于梯度信息的序列二次規(guī)劃法進(jìn)行尺寸優(yōu)化,取得了較好的輕量化效果:優(yōu)化后,概念車身減輕8.33kg,減輕率2.7%。此種方法有效地解決了車身概念階段斷面參數(shù)的輕量化設(shè)計(jì)問(wèn)題,并提高了詳細(xì)數(shù)據(jù)階段CAE性能目標(biāo)的達(dá)成率,對(duì)同平臺(tái)車型的輕量化設(shè)計(jì)具有較大的工程實(shí)踐意義。