基于I-DEAS的客车车身骨架轻量化优化设计

陈元华

CHEN Yuan-hua

（桂林航天工业高等专科学校 汽车与动力工程系，桂林 541004）

0 引言

汽车轻量化，即采用现代设计方法和有效的手段对汽车产品进行优化设计，或使用新型材料和制造技术在确保汽车综合性能指标的前提下，尽可能降低汽车产品自身重量，以达到减重、降耗、环保、安全的综合目标[1]。结构优化设计是实现汽车轻量化的主要途径之一。车身骨架的结构优化设计是利用有限元软件中的优化模块根据既定的结构类型和形式、工况、材料和规范所规定的各种约束条件(例如强度、刚度、稳定性等)，提出优化的数学模型，再根据优化设计的理论和方法求解优化模型，即进行结构分析、优化设计、再分析、再优化，反复进行，直到收敛为止。

本文首先借助大型有限元分析软件I-DEAS建立研究车型的有限元计算模型，接着建立了以客车车身自重为优化目标函数的优化数学模型，最后利用I-DEAS软件自带的Optimization优化模块对车身骨架进行结构优化。经过优化，车身骨架质量减轻了135.54kg，轻量化效果明显。

1 建立客车车身有限元模型

本文所研究的中型客车其车身承载骨架中的矩形管、隔断和加强用的钢板的材料均为Q235；车架材料为16Mn。根据厂家的设计生产实践取安全系数K为1.5，Q235和16Mn两种材料的主要性能参数，见表1。根据所研究车型的结构特点和以往国内许多专家学者的研究经验，本文在建模过程中采用板梁结合模型。即车身骨架部分采用BEAM188梁单元，车身蒙皮采用SHELL63板壳单元，车身有限元模型中除了梁单元和壳单元之外还有部分连接单元和质量单元。经过模型简化、网格划分和载荷施加以及边界模拟最终得到包括蒙皮的客车车身骨架有限元模型（如图1）。此模型共生成6243个梁单元、4075个壳单元，607个连接单元、96个质量单元、8706个节点。

表1 车身骨架材料性能参数（安全系数K=1.5）

图1 某中型客车车身有限元模型

2 结构优化设计数学模型的建立

对于结构优化设计问题，关键是建立设计参数与优化目标、约束条件之间的数值关系，即建立一个优化数学模型。数学模型的好坏直接关系到优化的效果，所以结构优化设计的一项重要内容是建立正确的结构优化设计数学模型。所谓结构优化设计的数学模型，就是从工程设计中抽象出来的一组描述结构设计要求的数学方程式，其中包括目标函数、设计变量、约束条件等。

2.1 目标函数的确定

在优化设计中，把判别设计方案优劣的数学表达式称为目标函数，是优化设计追求的目标，又称作评价函数。本文研究的是车身骨架的轻量化问题，所以将客车车身骨架的总质量作为优化目标，即目标函数为总质量最小。

2.2 设计变量的选取

在设计过程中要选优的量称为设计变量，它包括结构的形状参数，梁的截面尺寸，使用材料等。车身骨架是一个高次超静定的复杂空间杆系结构，各杆件截面形状并不相同，承受的载荷也非常复杂，如果将所有杆件截面尺寸都选取为设计变量，这是很不现实的。在大客车的整车性能满足使用要求的前提下，要显著地降低车身骨架的质量，选择优化的结构件应满足以下要求：1）该部件的质量在车身结构件总质量中占有较大的比重；2）该部件的改变对整车的刚度和低阶固有频率影响不大。为减少优化设计过程中涉及的变量数目，结合车身骨架强度分析结果[2]，本次优化选取顶盖和侧围蒙皮厚度(TK1)、底盘纵梁截面积(A1)、底盘前后横梁截面积(A2)、底架牛腿截面积(A3)、侧窗上下长纵梁截面积(A4)、顶盖长纵梁截面积(A5)、顶盖横梁截面积(A6)、后高低架下横梁截面积(A7)、后窗上下横梁截面积(A8)以及底盘中横梁截面积(A9)作为设计变量。

2.3 设计约束的确定

1）强度约束

本次优化要求车身骨架各梁的应力不超过其所用材料的许用应力即σ＜[σmax]。所选取的10个设计变量中的A1、A2、A3和A9等四个设计变量属于底盘部分，其所用材料为16Mn。从表1可知，材料16 Mn的许用应力[σmax]为237Mpa，所以本次优化设计中对于这四个设计变量的最大应力值限定为237Mpa。其它六个设计变量所用材料均为Q235，同样，从表1可知，材料Q235的许用应力[σmax]为157Mpa，所以优化设计中对于这六个变量的应力最大值限定为157 Mpa。

2）刚度约束

本文设置为Z方向的位移，由于客车后部Z方向的位移最大，所以约束这个方向的变形量可以确保客车的刚度。参照《客车定型试验规程》（GB/T 13043-2006）的要求，本次优化要求客车车身骨架在弯曲工况下的最大变形不超过10mm。

3）频率约束

为了避免与激振频率耦合，防止共振现象的发生，必须对车身骨架的自振频率加以限制。对于整车而言，以自由状态下车身骨架的一阶弯曲模态频率和一阶扭转模态频率可以作为频率约束变量[3]。具体频率约束变量如表2所示。

表2 频率约束变量一览表（单位Hz）

2.4 车身结构优化数学模型

综合考虑以上的优化设计变量、目标函数和设计约束，得到本次优化的优化数学模型如下式所示。

式中：

X＝{x1, x2，…，x10}T为10个优化变量

f (x)＝WT为优化目标函数，WT表示车身骨架的总质量

Δ（Z）为Z方向的变形量，Zmax为客车变形限值。

fb(X)为车身的低阶模态，这里将其取为一阶扭转频率与一阶弯曲频率，这两个频率应避开车身与悬架系统共振频率。

f1为车身—悬架系统共振频率。

s (X)＜[σ]为应力约束条件，其中s (X)为车身骨架最大应力，[σ]为许用应力。

3 优化结果及分析

3.1 总质量优化结果及分析

本次优化设计是利用I-DEAS软件中的Optimization优化模块来实现的。客车车身骨架总质量随目标函数8次迭代的收敛变化情况如图2所示。客车车身骨架总质量经过8次迭代由优化前的2242.84kg降到2107.30kg，质量减轻135.54kg，优化后减少的质量占原来质量的6.04%，轻量化效果较为明显。

图2 总质量随目标函数迭代变化情况（单位kg）

3.2 最大应力优化结果及分析

客车车身骨架在弯曲工况下的最大应力值的具体迭代变化过程如图3所示。车身骨架的最大应力值优化前为108.6Mpa，经过8次迭代优化后最大应力值变为116.2 Mpa，优化后最大应力值虽然有所上升但仍小于最大许用应力157Mpa，由此可以说明，该优化设计满足车身强度要求。

图3 最大应力值迭代变化情况（单位KPa）

3.3 最大位移优化结果

最大位移的优化是在最大位移3.23mm的基础上进行递增的，经过8次迭代优化，最终优化得到最大位移值为4.196mm。每一次迭代的具体递增数值和变化过程如表3所示。从表3可以看出，整个车身的位移变化不大，经过优化后最大位移值为4.196mm，该值在限额范围内，由此可以说明，此次优化满足车身刚度要求。

表3 最大位移迭代变化情况（单位mm）

3.4 模态优化结果及分析

为了了解优化后车身的动态性能，必须对优化后的车身骨架进行模态分析，表4列出了优化后车身的前十阶模态，并同优化前的模态结果进行了对比分析。从表4可以看出，优化前后其一阶弯曲频率M1分别为7.89Hz和9.23Hz，一阶扭转频率M3分别为11.72Hz和12.42Hz，两者都很好地避开了车身－悬架共振频率（约4.0～5.4Hz）和发动机怠速频率（约20～27Hz），避免了发生整体共振现象。通过比较优化前后的前十阶模态频率可以发现，整车优化后振型除了振幅值较原优化前稍有增大外，局部振型没有发生激变，整车优化后车身刚度变化均匀。综合以上分析可以说明，此优化方案没有降低该客车车身骨架的动态特性，满足了设计要求。

表4 优化前后车身骨架低阶固有频率对比（单位Hz）

4 结束语

本文利用I-DEAS软件对某中型客车车身骨架进行轻量化优化，选取了对车身骨架总体质量影响较大的9种梁的截面积和蒙皮厚度进行设计变量，经过8次迭代优化，车身骨架质量减轻了135.54Kg，减重6.04%，减重效果明显。通过对优化后的最大应力、最大位移和低阶模态频率三个主要性能指标的分析，可知优化后的车身骨架其静态和动态性能皆满足使用要求，从而证明该优化方案是切实可行的。在追求轻量化设计和自主创新的今天，采用优化设计技术具有非常明显的经济效益和社会效益。

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