客車鋁合金車身連接件多目標(biāo)優(yōu)化

黃小軍

（漳州市昌龍汽車附件有限公司，福建漳州 363107）

0 引言

鋁合金密度低，力學(xué)性能好，有利于實現(xiàn)新能源客車輕量化、提升續(xù)航里程[1]。但其彈性模量低，焊接性能差，鋁合金公交車骨架結(jié)構(gòu)的失效多出現(xiàn)在型材連接處，連接件設(shè)計直接關(guān)系著整車骨架的強(qiáng)度、剛度和振動頻率，對整車輕量化有至關(guān)重要的影響。然而，連接件質(zhì)量與性能存在一定沖突，為使兩者達(dá)到最優(yōu)平衡，需要對連接件進(jìn)行多目標(biāo)優(yōu)化。為此，本文通過多目標(biāo)優(yōu)化手段改進(jìn)車身連接件結(jié)構(gòu)設(shè)計，提高其綜合性能。

針對公交車車身結(jié)構(gòu)的優(yōu)化，國內(nèi)外學(xué)者開展了較多的有益研究。吳勝軍等[2]通過對客車骨架的相對靈敏度分析，找出對骨架剛度和模態(tài)影響小但對質(zhì)量影響大的構(gòu)件，以質(zhì)量和扭轉(zhuǎn)剛度為目標(biāo)函數(shù)，以構(gòu)件厚度為變量，對客車進(jìn)行多目標(biāo)優(yōu)化，完成對模型的輕量化設(shè)計。張健等[3]采用拓?fù)鋬?yōu)化與輕量化系數(shù)評價相結(jié)合的方法對公交車骨架進(jìn)行輕量化設(shè)計，較好地實現(xiàn)了電動客車輕量化的目標(biāo)。鄒麗等[4]對客車骨架中的T形連接頭的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，對比優(yōu)化前后連接頭的最大應(yīng)力和變形，優(yōu)化后使車身達(dá)到輕量化的同時加強(qiáng)了車身骨架的強(qiáng)度和剛度等性能。丁明亮等[5]建立了某公交車骨架的有限元模型，在4種典型工況下分析其靜態(tài)特性，確定了車身結(jié)構(gòu)中性能薄弱的部位，為公交車的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計提供參考。徐明欣等[6]對公交車后圍板進(jìn)行了多目標(biāo)形貌優(yōu)化設(shè)計，對比分析3種多目標(biāo)優(yōu)化下的結(jié)構(gòu)柔度和頻率，確立了最優(yōu)的多目標(biāo)形貌優(yōu)化，實現(xiàn)輕量化目標(biāo)的同時提高了結(jié)構(gòu)的性能。Gauchia等[7]采用相對靈敏度分析和遺傳算法相融合的方法對客車骨架進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，提升了車身骨架扭轉(zhuǎn)剛度并實現(xiàn)了輕量化設(shè)計。

以上研究多面向鋼制車身結(jié)構(gòu)進(jìn)行多目標(biāo)拓?fù)鋬?yōu)化，而鋁制車身客車及連接件性能優(yōu)化的相關(guān)研究較為少見。本文面向某鋁合金客車，對其骨架結(jié)構(gòu)的連接件進(jìn)行多目標(biāo)拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計，采用折衷規(guī)劃法建立其多目標(biāo)優(yōu)化的數(shù)學(xué)模型。根據(jù)優(yōu)化結(jié)果得到同時滿足剛度和振動頻率要求的公交車連接件拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)，通過改進(jìn)前后對比來評估鋁合金車身連接件多目標(biāo)優(yōu)化的改進(jìn)效果。

1 方法與材料

1.1 鋁合金車身骨架結(jié)構(gòu)連接件

基于公交車骨架的有限元分析結(jié)果，骨架結(jié)構(gòu)連接處易出現(xiàn)應(yīng)力集中，連接件的力學(xué)性能對其穩(wěn)定性和安全性產(chǎn)生直接影響。針對骨架結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度問題，對連接件的性能進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計是有效的解決方法，本文選擇在車身結(jié)構(gòu)連接中使用較多的L形連接件進(jìn)行多目標(biāo)優(yōu)化設(shè)計，其有限元仿真模型如圖1所示。

圖1 L形連接件有限元模型

1.2 L形連接件受力分析

圖2為L形連接件結(jié)構(gòu)示意圖，用來連接相互垂直的管件。L形連接件在使用過程中主要受到來自連接管件和連接鉚釘?shù)淖饔昧Γ鶕?jù)安裝情況，圖3所示為其主要受力狀況（未施加力的接觸面為固定面）。

圖2 L形連接件使用狀況

圖3 L形連接件受力示意圖

分析圖3中連接件的實際受力情況可知，連接件使用過程中主要受到3個方向的軸向力。當(dāng)連接件承受彎曲力時，初始應(yīng)力集中點(diǎn)出現(xiàn)在連接件拐角處，然后逐漸向其兩端蔓延；當(dāng)連接件受到剪切力時，L形連接件拐角處和鉚釘上出現(xiàn)應(yīng)力較大的位置；當(dāng)連接件承受拉力和壓力時，連接件的應(yīng)力最大位置出現(xiàn)在鉚釘孔和拐角處。綜上可知，拐角處是連接件在使用中最可能出現(xiàn)應(yīng)力集中的位置。

1.3 多目標(biāo)優(yōu)化數(shù)學(xué)建模

1）靜態(tài)多剛度拓?fù)鋬?yōu)化模型。公交車行駛過程中在不同載荷作用下，連接件的剛度最大拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)各有不同。基于頂蓋L形連接件數(shù)量多且受力狀況有所差異，設(shè)定如表1所示的3種載荷工況。因此，多剛度拓?fù)鋬?yōu)化屬于多目標(biāo)拓?fù)鋬?yōu)化問題[8]。圖4為工況1的載荷施加及約束概況，另外兩個工況的約束同工況1，區(qū)別在于載荷的施加方向不同。剛度是柔度的倒數(shù)，因此剛度問題可轉(zhuǎn)換成柔度問題。為使L形連接件的變形量減小，在Optistruct軟件中設(shè)定以柔度最小為目標(biāo)、以體積分?jǐn)?shù)為約束的多剛度拓?fù)鋬?yōu)化數(shù)學(xué)模型：

表1 連接件承受載荷工況

式中：n為單元總數(shù)；m為載荷工況總數(shù)；y為設(shè)計區(qū)域內(nèi)的單元相對密度；q為懲罰因子，q≥2；Ci（y）為第i個工況的柔度目標(biāo)函數(shù)；ψk為第k個工況的權(quán)重值；C、C分別為第k個工況柔度目標(biāo)函數(shù)的最小值和最大值。

2）動態(tài)固有頻率拓?fù)鋬?yōu)化模型。將連接件的動態(tài)固有頻率最大化，可降低結(jié)構(gòu)發(fā)生共振的可能性，改善結(jié)構(gòu)振動特性，提高公交車的操穩(wěn)性等性能。此處以L形連接件體積分?jǐn)?shù)為約束，前3階頻率最大為目標(biāo)，建立動態(tài)固有頻率拓?fù)鋬?yōu)化數(shù)學(xué)模型[9]：

式中：μ0、s為給定參數(shù)，用來調(diào)整目標(biāo)函數(shù)；μi為第i階特征頻率；n為需要優(yōu)化的低階頻率的階次；Λ（y）為平均頻率；ψi為第i階頻率的權(quán)重系數(shù)。

3）多目標(biāo)拓?fù)鋬?yōu)化數(shù)學(xué)模型。采用折衷規(guī)劃法將單目標(biāo)優(yōu)化轉(zhuǎn)化為多目標(biāo)優(yōu)化問題，得到以體積分?jǐn)?shù)為約束，同時考慮靜態(tài)多剛度和動態(tài)固有頻率的多目標(biāo)拓?fù)鋬?yōu)化的數(shù)學(xué)模型[10]為

式中：y為設(shè)計區(qū)域內(nèi)的單元相對密度，Ci（y）為第i個工況的結(jié)構(gòu)總?cè)岫龋诪殪o態(tài)工況的權(quán)重，（1-ψ）為動態(tài)工況的權(quán)重，P（y）為綜合目標(biāo)函數(shù)，Λmax、Λmin為優(yōu)化前后平均特征值的最大值和最小值為第k個工況柔度目標(biāo)函數(shù)的最大值和最小值。

1.4 多目標(biāo)拓?fù)鋬?yōu)化

連接件經(jīng)過24次迭代計算后，得到其目標(biāo)函數(shù)結(jié)果曲線如圖5所示。圖6（a）為優(yōu)化后的網(wǎng)格密度云圖，網(wǎng)格密度由紅到藍(lán)逐漸減小，經(jīng)過順滑處理，最終得到拓?fù)鋬?yōu)化后的連接件設(shè)計圖，如圖6（b）所示。并且優(yōu)化后連接件質(zhì)量減少35.79%，如表2所示。

表2 優(yōu)化前后質(zhì)量對比

圖5 多目標(biāo)拓?fù)鋬?yōu)化迭代曲線圖

圖6 多目標(biāo)拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果圖

2 結(jié)果與討論

2.1 優(yōu)化后公交車骨架有限元模型

圖7為改進(jìn)后公交車骨架的有限元模型，公交車整車簧載總質(zhì)量約為15 t，其中車身采用鋁合金型材6082-T6，車架主要采用Q345方鋼。

圖7 公交車骨架有限元模型

2.2 優(yōu)化結(jié)果對比分析

同工況下的分析結(jié)果對比是驗證改進(jìn)效果的依據(jù)。經(jīng)過對車身連接件的拓?fù)鋬?yōu)化，整車骨架的性能得到提升，強(qiáng)度問題得以解決，各連接處集中應(yīng)力均小于材料許用應(yīng)力。部分區(qū)域存在的應(yīng)力集中狀況，均不高于材料的屈服強(qiáng)度。與改進(jìn)前相比，整車骨架的可靠性和安全性得到提高，結(jié)構(gòu)更加穩(wěn)固。具體體現(xiàn)為以下幾個方面。

1）固有模態(tài)。改進(jìn)后車身-懸架共振頻率為2.0～3.4 Hz，電動機(jī)額定頻率約為50 Hz。該公交車的前10階固有頻率集中在5.89～20.20 Hz之間，車身低階固有頻率避開了車身-懸架及電動機(jī)的共振頻率，避免了整體共振現(xiàn)象的發(fā)生。優(yōu)化后骨架的一階頻率提升12.1%，體現(xiàn)為整車骨架動剛度的提高，具體數(shù)據(jù)如表3所示。

表3 骨架模態(tài)改進(jìn)前后一階模態(tài)頻率對照表

2）車身剛度值。計算改進(jìn)后的整車骨架的彎曲和扭轉(zhuǎn)剛度，對比優(yōu)化前后骨架結(jié)構(gòu)的剛度值，二者均得到提高。其中車身骨架的扭轉(zhuǎn)剛度值提升更為明顯。對照數(shù)據(jù)如表4所示。

表4 骨架剛度值改進(jìn)前后對照表

3）骨架靜強(qiáng)度。通過骨架靜強(qiáng)度分析判斷車輛設(shè)計方案是否合理，從而對車輛進(jìn)一步優(yōu)化和改進(jìn)。目前國內(nèi)外公交車的靜強(qiáng)度分析方案主要采用水平彎曲、極限扭轉(zhuǎn)、緊急制動和緊急轉(zhuǎn)彎4種典型工況進(jìn)行模擬，各工況下的車身骨架局部最大應(yīng)力分布云圖分別如圖8～圖11所示。

圖8 水平彎曲工況下骨架局部應(yīng)力分布云圖

圖9 極限扭轉(zhuǎn)工況下骨架局部應(yīng)力分布云圖

圖10 緊急制動工況下骨架局部應(yīng)力分布云圖

圖11 緊急轉(zhuǎn)彎工況下骨架局部應(yīng)力分布云圖

表5為4種典型工況下車身改進(jìn)前后的最大應(yīng)力值對比，經(jīng)過優(yōu)化后的車身在水平彎曲和極限扭轉(zhuǎn)工況下的應(yīng)力值明顯減小；而在緊急制動和緊急轉(zhuǎn)彎工況下的應(yīng)力值有輕微變化，但都不超過材料的屈服極限。通過優(yōu)化改進(jìn)，車身骨架的強(qiáng)度問題得到有效解決，整車的安全性和可靠性進(jìn)一步提升。

表5 改進(jìn)前后各工況最大應(yīng)力值對照表

3 結(jié)語

本文以某鋁合金公交車車身骨架為研究對象，對影響整車綜合性能的車身結(jié)構(gòu)連接件進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)。采用折衷規(guī)劃法，建立以體積分?jǐn)?shù)為約束，同時考慮靜態(tài)多剛度和動態(tài)固有頻率的多目標(biāo)優(yōu)化的數(shù)學(xué)模型，實現(xiàn)了多目標(biāo)下連接件的拓?fù)鋬?yōu)化，得到最優(yōu)材料分布設(shè)計，與改進(jìn)前相比，連接件質(zhì)量減少了35.79%，整車一階固有頻率提升12.1%；骨架彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度分別提升了14.98%和31.32%；4種工況下公交車整體應(yīng)力值均未超過其材料的許用應(yīng)力，整車骨架的綜合性能得到提升。