基于車身概念模型的白車身主斷面尺寸優化?

王震虎,王萬林,張松波,尹 雙,李落星

(1.湖南大學,汽車車身先進設計制造國家重點實驗室,長沙 410082； 2.湖南大學機械與運載工程學院,長沙 410082；3.重慶長安汽車歐尚研究院,重慶 400023)

前言

新車型開發采用成熟平臺共線生產,能夠有效地縮短開發周期,降低開發成本,是目前國內外主機廠縮短新車型開發周期最有效的方法。然而,采用傳統CAE方法對新車型輕量化開發時,大多數是從初版詳細數據介入分析,且受到多重空間約束,工作量大,從而影響整車開發進度或使解決該問題的代價很大。在概念設計階段對車身關鍵斷面進行輕量化分析,能同時評估各梁截面參數對車身性能的貢獻量,減質量潛力大,實施成本低,能夠取得較好的輕量化效果[1]。研究表明,接頭對白車身剛度的貢獻在60%以上[2],而接頭的結構類型是由主斷面的形式決定的,因此,有必要在概念階段對白車身主斷面進行輕量化設計優化,以滿足項目性能指標和輕量化要求。

對于白車身結構件的優化設計,傳統方法是在詳細數據階段進行,主要通過對零部件進行尺寸、拓撲和形貌優化[3]。形狀規則的主斷面優化主要采用基于Morphing的網格自適應功能來實現,但該方法的計算量較大,且連接部位難以處理。形狀復雜不規則的主斷面優化則一直是困擾工程設計人員的難題?？酌舻热薣4]采用比例縮放法對截面進行優化,將截面的形狀與屬性參數聯系起來,縮放截面的尺寸時,Iy(對單元y的截面慣性矩)、Iz(對單元z的截面慣性矩)和Iyz(慣性積)呈非線性變化,但Iy/Iz的值保持不變,參數A(截面面積)和J(扭轉常數)隨比例呈線性變化。遲瑞豐等[5]開發的VCD-ICAE截面優化平臺采用扁寬控制優化法作為截面優化可選方法,該方法在常規商用有限元軟件難以實現,需要借助二次開發,通用性不強。Donders等[6]基于簡化梁單元并對接頭采用超單元處理,建立了概念車身的動力學模型,并利用該模型對車身的頻率特性進行了分析與優化,取得了很好的效果。宋凱等[7-8]建立了基于詳細接頭的簡化力學模型,對車身主斷面進行了壁厚優化。德國SFE公司開發的SFE CONCEPT軟件,采用集成化思想建立車身簡化模型,并在此基礎上進行優化,能在概念設計階段完成60%的車身力學參數設計[9],但國內對該軟件的使用率還不是很高。

綜上所述,對白車身主斷面優化方法的研究中對主斷面形狀參數和壁厚優化的研究尚未見相關報道。本文中建立基于真實接頭的白車身概念模型,同時對主斷面的形狀參數和壁厚進行尺寸優化。綜合考慮主斷面的慣性矩Iy,Iz,扭轉常數J和截面面積A的相對靈敏度,篩選出19個關鍵主斷面。最后,以車身質量最小為目標,彎、扭剛度和1階彎、扭模態作為約束條件,運用序列二次規劃法對關鍵主斷面形狀和壁厚尺寸進行優化。

圖1 “HAT”類型截面

圖2 “HAT1”類型截面

圖3 梁單元與薄殼單元的等效連接方式

1 概念車身的建模與可信度驗證

1.1 主斷面參數化

白車身主斷面的形式有兩類:標準斷面與異型復雜斷面。

標準斷面如縱梁、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。梁單元與薄殼單元的點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梁之間或頂蓋與其支撐條之間的合理建模方式,搭建簡易模型將不同簡化方式與詳細模型在不同工況下的剛度進行對比。簡易模型的典型分析工況主要考慮以下4種,見圖4。工況1:簡支梁狀態；工況2:懸臂梁垂向加載；工況3:懸臂梁扭轉；工況4:懸臂梁側向加載。每種連接方式的梁截面分別采用如上所述的封閉與開口兩種形式,一共設計了10組實驗。與詳細模型相比,簡易模型除連接方式與截面形式不同外,材料屬性和地板網格大小等都完全一樣。不同的簡化形式在不同工況下與詳細模型的剛度值對比如表1所示。

圖4 簡易模型的典型分析工況

針對以上4種工況,首先分析截面開閉口形式對仿真精度的影響。表1為不同建模方式4種工況下與詳細模型的誤差對比。由表1可知,工況1和工況2兩種截面形式整體結果相差不大,開口截面與詳細模型的差距略優于閉口截面；工況3閉口截面形式明顯優于開口截面形式；工況4側向加載閉口截面誤差比開口形式要大,但相對于工況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際更相符。

對比不同點焊連接方式,前3種連接方式分析結果差異不大,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,但在實際建模過程中難以做到與點焊位置完全一致。從求解精度、求解效率和建模難易程度綜合來考慮,采用梁單元與殼單元共節點方式來模擬梁單元與薄殼單元的點焊連接更為合理。

除標準主斷面外,白車身上的梁斷面多數屬于異型復雜斷面形式,如A/B/C/D柱斷面。本文中采用PBMSECT屬性對其進行參數化定義[11]。該方法通過定義組成主斷面的關鍵點,再由關鍵點首尾相連形成斷面幾何形狀的定義,接著對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軸構成梁斷面的平面方向。構成斷面所有硬點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種工況下與詳細模型的誤差對比

1.2 基于真實接頭的概念模型建立

圖5 PBMSECT屬性的異型復雜斷面形式

將同平臺成熟車型的主斷面進行參數化,結合該車的真實接頭數據、車身硬點硬線、造型數據,搭建基于真實接頭的概念模型。參數化的主斷面與真實接頭通過RBE3單元耦合,梁單元與薄殼單元采用共節點連接。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表示車長方向,Y表示車寬方向,Z表示車高方向,下同)平動自由度；約束右后縱梁彈簧支座安裝處Y,Z平動自由度；約束左前減振器托架X,Z平動自由度；約束右前減振器托架Z平動自由度；在前排座椅橫梁與縱梁交點處各加載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分別為對應左右測點的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

1.3.2 扭轉剛度分析工況

約束左后縱梁彈簧支座安裝處X,Y,Z平動自由度；約束右后縱梁彈簧支座安裝處Y,Z平動自由度；約束前防撞橫梁Z向平動自由度；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。扭轉剛度的計算公式為

式中:Kt為扭轉剛度,N·m/(°)；F為施加載荷,N；L為加載點間距,mm；Z1和Z2分別為對應左右測點的Z向絕對位移,mm；l為測點的間距,mm。

圖9 概念車身扭轉剛度位移云圖

1.3.3 自由模態分析工況

采用蘭索斯(Lanczos)法計算白車身結構的各階模態和振型,該方法的計算效率高。頻率范圍為1～70Hz,根據模態振型提取白車身的1階彎曲和1階扭轉模態,模態試驗如圖11所示。

圖10 扭轉剛度試驗

圖11 模態試驗

表2為彎曲、扭轉和自由模態工況下實車試驗值與仿真值的對比。由表可知模型誤差在20%以內,說明基于真實接頭的概念模型能用于項目概念階段白車身的性能評估與優化。

表2 概念模型仿真值與試驗值對比

2 概念車身主斷面尺寸優化

2.1 同平臺新車概念模型的建立

運用上述建立白車身概念模型的方法,依據新車型造型數據、硬點硬線,借用同平臺車的斷面和接頭數據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個節點,195 684個單元,共包含18個真實接頭(A/B/C/D柱的上接頭),左右對稱和45個主斷面(標準與異型)。

圖12 概念車身有限元模型

2.2 主斷面參數靈敏度分析

車身結構性能參數對車身結構設計參數的靈敏度定義為

式中:uj為車身性能參數；wj為車身結構參數。

靈敏度分析的主要目的是找出對車身剛度和模態影響較大的斷面,以此提升優化效率。表征主斷面物理特性的參數中Iz,Iy和扭轉常數J主要影響梁的抗彎、抗扭性能；斷面面積A與質量相關,而質量與整車性能有密切關系,且決定梁的抗拉性能。因此,本文中選取主斷面的4個屬性參數作為靈敏度分析的設計變量,綜合考慮各參數對白車身彎、扭剛度的影響程度,從而篩選出靈敏度較大的關鍵主斷面。

圖13 彎、扭剛度對主斷面慣性矩Iz的靈敏度

圖13～圖16分別為白車身概念模型中45個主斷面慣性矩Iz,Iy,扭轉常數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個對象作為優化對象,去除重復的斷面,共選取19個斷面作為最終優化對象,其中標準斷面5個,異型斷面14個,如圖17所示。

圖14 彎、扭剛度對主斷面慣性矩Iy的靈敏度

圖15 彎、扭剛度對扭轉常數J的靈敏度

圖16 彎、扭相對剛度對橫斷面積A的靈敏度

圖17 白車身主斷面優化變量分布圖

2.3 主斷面尺寸優化

標準斷面由于參數DIM僅代表與梁焊接的地板或頂蓋等覆蓋件的壁厚,優化時不考慮。對非標準斷面選取高度H、寬度W和各壁厚t作為優化變量。所有優化變量的取值范圍為原始值的±20%。系統優化的目標是在概念車身基礎性能不低于項目設定的目標值的前提下,最大限度實現輕量化設計。概念車身主斷面尺寸優化數學模型為

式中:Ti,Tj分別為標準斷面和異型復雜斷面的設計變量；DIM1i,DIM2i,DIM3i,DIM4i為標準斷面i的4個參數；t1j,t2j,t3j,wj,hj為異型復雜斷面j的5個參數；M為車身質量；KB,KT,ModeB和ModeT分別為車身彎、扭剛度和1階彎、扭模態；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、扭模態頻率設定的目標值。

圖18 質量迭代過程圖

2.4 優化結果

采用MSC/NASTRAN的SOL200求解器中的基于梯度信息的序列二次規劃法進行優化,圖18為質量目標的迭代過程圖,圖19～圖22為各個約束的迭代歷程變化曲線。由圖可知,目標函數在9個迭代步后基本達到收斂,最優解并未違反約束條件,最優解可行。優化后,概念車車身質量減輕8.33kg,減輕率達2.7%。

圖19 彎曲剛度迭代過程圖

圖20 彎曲模態迭代過程圖

圖21 扭轉剛度迭代過程圖

圖22 扭轉模態迭代過程圖

表3為主斷面優化前后的概念車身性能對比。由表可知:優化后概念車身的彎曲剛度比初始方案提高4.7%,扭轉剛度提高4.0%；1階彎曲和1階扭轉模態分別提升2%和1.2%,質量減輕2.7%,輕量化效果明顯。圖23為部分主斷面尺寸優化前后的示意圖,且主斷面優化的結果經過沖壓工藝成型方面的考慮。該優化結果可指導前期概念設計階段白車身主斷面的優化,對概念設計階段同平臺車型的主斷面輕量化設計與優化提供有效支撐。

表3 主斷面優化前后概念車身的性能對比

圖23 部分主斷面優化前后示意圖

表4為根據優化后的主斷面尺寸搭建的白車身詳細CAE模型的性能與目標值的對比。由表可知,白車身真實模型的彎、扭剛度和1階彎、扭模態都高于CAE目標設定值,白車身的質量相比設定目標減輕1.46kg。各項基礎性能目標均已達成,一定程度上減輕了詳細數據設計階段優化的工作量,說明本文中建立的基于概念車身模型的主斷面尺寸優化方法具有較大的工程實際意義。

表4 詳細模型與CAE設定目標值的對比

3 結論

根據同平臺車型數據庫建立基于真實接頭的白車身精確概念模型,提出綜合考慮主斷面4個屬性靈敏度篩選出關鍵主斷面的方法,并以車身質量最輕為目標,彎、扭剛度和1階彎、扭模態作為約束條件,采用基于梯度信息的序列二次規劃法進行尺寸優化,取得了較好的輕量化效果:優化后,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的輕量化設計問題,并提高了詳細數據階段CAE性能目標的達成率,對同平臺車型的輕量化設計具有較大的工程實踐意義。