低速重载纯电动车车架多学科优化设计

刘继鹏 胡三宝 韩忠磊0 引言纯电动井下运输车具有零排放以及安全性较好的特点，目前广泛应用于各种井下作业。由于整车载荷较大以及路面不平度较大，采取非承载式车架结构设计将有利于提高车架的强度和刚度，但是与承载式车身相比，其质量有所增加，会影响整车的续驶里程。为实现车架轻量化，并保证车架在多种行驶工况下具有足够的强度和刚度以及良好的动态特性，采用多学科优化设计（MDO）方法，研究纯电动井下运输车的轻量化车架结构设计问题。多学科轻量化设计是一种新的设计技术，较单学科轻量化设计，更能够通过多目标策略来协调系统中不同学科之间多种影响因素的相互作用，从整体上达到系统的最优化设计[1]。关于汽车的多学科轻量化设计方法及其工程实践，国内外学者已有很多研究成果。苏瑞意等[2] 利用协同优化（CO）方法对某大型客车车身进行了多学科优化设计，优化后的车身在质量、刚度、动态特性等方面均优于优化前。沈辉等 [3] 从模态、强度和刚度出发，采取多学科优化方法对某集装箱起重机小车架进行了轻量化研究。王平等 [4] 结合 CO 方法以及多目标遗传算法对车身结构进行了多学科优化设计，优化后的车身在模态、静态刚度、整车轻量化以及被动安全性等方面均得到一定改善。刘豪等 [5] 采用多学科优化设计方法对某 SUV 车的后背门、前门防撞梁以及发动机罩进行了优化设计。姜武华等 [6] 将 MDO 方法应用到汽车底盘设计中，利用基于可靠性的 CO 方法对驱动桥进行了多学科轻量化设计。Korta 等 [7] 综合考虑了NVH、静态刚度、人机工程学以及车辆空气动力学等因素的相互影响，采用MDO 方法对某SUV 进行了多学科优化设计。卢放等[8] 采用多学科优化设计方法，考虑了车身结构刚度、模态及整车碰撞安全性能等各学科之间的相互影响后，对某轿车车身进行轻量化设计。载荷是车架结构设计的重要参数，目前，解决车架载荷的方法主要有两种：一种是通过整车多体动力学模型计算减振器上支点处的载荷，然后作为边界条件施加在车架有限元模型中。另一种在车架建模过程中，直接将悬架系统简化为一个减振器, 并采取 Spring 单元及约束 Spring 单元的下支点来模拟整个悬架系统，不用另外计算车架载荷。这两种方法都有一定的缺陷，前一种忽略了轮胎刚度和悬架控制臂柔性的影响，后一种在计算减振器上支点处载荷时，没有考虑车架的柔性对载荷大小的影响。为了更准确求解车架所受的载荷，建立了一种刚柔耦合的车架模型，该模型将悬架系统、副车架都考虑在车架分析模型中，相比于传统方法能够更好地反映悬架系统中弹簧、减振器及导向机构对车架传力途径和传力大小的影响。同时，采用 MDO 方法对车架进行了多学科优化设计，实现了车架的轻量化。1 车架刚柔耦合分析模型的建立纯电动井下指挥车车架由两个纵梁、五个横梁及一些设备安装支架组成。横梁与纵梁通过一个槽形结构焊接在一起，在车架最前端安装有防撞梁，其中防撞梁和前横梁用螺栓连接在一起，在纵梁的外侧焊接有车身安装支架。该车前悬架为双横臂独立悬架，后悬架为板簧结构。其中电动机以及变速器安装在车架中间，并通过支撑结构连接在车架边梁上。图 1 为整车以及车架结构图。1. 卸钩板2.电池包安装支架 3.车身安装支架 4. 变速器安装支架 5. 电动机安装支架 6. 副车架 7. 防撞梁图 1 整车以及车架结构图1.1 前悬系统模型悬架作为连接车架与车桥的重要组成部分，其作用是把路面作用于车轮上的载荷传递到车架上，并缓和与衰减由路面不平所引起的冲击与振动，以保证车辆行驶的平顺性以及操纵的稳定性 [9]。考虑到该车在行驶过程中所受载荷较为复杂，为了更准确求解车架所承受的载荷，建立了一种包含悬架系统、副车架在内的车架刚柔耦合模型，相较于传统分析方法，该模型能更准确反映悬架系统中弹簧、减振器及导向机构对车架传力途径和传力大小的影响。与悬架上、下控制臂以及转向架等结构相比，弹簧和轮胎的刚度较小，对车架变形影响较大。建模时，采用 Spring 单元建立其柔性体模型，弹簧的刚度设定为150 N/mm。考虑到该车行驶速度较低，作用在车架上的载荷可以当作静态载荷；同时该车具有较强的侧向抗载能力，并且当车辆转向发生载荷转移时，由左右车轮上所承受垂向力产生的力矩可加强车的侧向抗载能力。因此，与垂向刚度相比，轮胎侧偏刚度对车架的静态强度分析的影响可以忽略。因此，在车架建模时，不考虑轮胎侧偏刚度，轮胎垂向刚度参考同类车设定为1 350 N/mm。由于悬架的上下控制臂、转向节以及拉杆结构的刚度较大，基于ABAQUS 的 Rigidbody 建立这些结构刚体模型，采用 ABAQUS 中的 joint 运动副模拟上下控制臂与转向节之间的球铰副，采用Coupling 约束模拟减振器上支点与副车架的连接。与衬套扭转刚度相比，衬套径向刚度较大，其对车架静态分析的影响可以忽略， 衬套建模时，采用 joint 连接副进行模拟。同时，采取Coupling 约束来综合模拟上下控制臂与副车架之间的连接。建立的双横臂独立悬架有限元模型如图 2所示。图 2 双横臂独立悬架有限元模型1.2 后悬系统模型钢板弹簧作为车辆非独立悬架中的主要高负荷安全部件，由若干片钢板叠合而成，不仅能缓和冲击，还能通过钢板之间的摩擦来减小振动，把汽车受到的突变载荷转变为缓变载荷，以保证汽车的行驶平顺性。由于该车的行驶环境较恶劣，这使得车辆在行驶过程中，板簧的变形过程较复杂，从而导致车架的受力较复杂。传统的建模方法通常是将钢板弹簧模型简化化为两个垂直弹簧和一个刚度很大的平衡杆，但这种简化很难真实模拟钢板弹簧的刚度，从而导致车架计算结果与实际结果相差很大。因此，为了能够更准确求解车架载荷，根据钢板弹簧的 3D 模型，采用 Hypermesh 建立有限元模型。考虑行驶速度较低，作用在车架上的载荷可以近似为静态载荷。而板簧中钢板之间的摩擦对车架静态分析结果的影响很小，因此，可以不考虑钢板弹簧之间的摩擦。针对钢板弹簧两端的卷耳与吊耳之间的连接， 通过 Coupling 约束吊耳中心与车架来模拟吊耳 , 然后通过 Connector连接吊耳和卷耳中心，模拟卷耳和吊耳之间的转动副。采用 Rigidbody 和 Spring 单元分别建立后桥刚体模型和后轮胎柔性体模型，其垂向刚度的取值与前轮一致。建立的板簧有限元模型如图 3 所示。图 3 板簧有限元模型1.3 车架模型车架主要由一些薄板结构组成，有限元建模过程中， 采用板壳单元进行离散。针对防撞梁、车身安装件以及卸钩板等实体结构，采用实体单元进行离散。考虑到副车架对车架扭转工况影响较大，在车架建模时，将副车架也考虑在内。由于副车架主要也是由一些薄板结构组成，因此也采用板壳单元离散。由于结构上的小孔以及较小的圆角等特征对车架分析结果影响很小，但对单元的质量以及计算精度影响较大，因此在建模过程中对这些结构进行了简化。防撞梁与前端横梁的螺栓连接采用Coupling约束来模拟。建立的车架局部及主体有限元模型如图 4 所示。图 4 车架局部及总体有限元模型1.4 载荷工况定义该车主要用于人员运输，作用在车架上的载荷主要为所运输人员和车架上各部件的重力以及动载荷（加速、紧急制动以及急转弯时的惯性载荷）。各主要部分的质量以及质心位置见表 1。又因该车载重较大以及行驶环境较恶劣，导致在行驶过程中车架受载较复杂，对车架的强度和刚度也要求更高。依据相关标准，选取满载弯曲（25 km/h 匀速行驶）、极限扭转（右后轮悬空）以及紧急制动转弯三种典型工况对车架进行分析。各工况下作用在各车架上的惯性载荷及动载荷见表 2。2 模型验证为了验证所建立的车架模型的正确性，本文通过试验获取实车在上述三种行驶工况下车架上部分点的最大应力值，并将试验结果与仿真结果进行了对比。试验过程选取位于车架上的4 个点作为参考点，通过三向应变片测量对应点的应变曲线，根据应力应变之间关系计算得到各点的最大应力值，测点的布置如图 5 所示。图 5 车架上部分测点布置图仿真结果，对比可知，满载弯曲和紧急制动两种工况下4个测点处数值差异很小，说明所建立的车架模型是可靠的。极限扭转工况下数值差异较大，这主要由于试验过程中，车的右后轮并不是完全陷入坑中，而仿真过程是完全释放右后轮轮心处的约束，导致仿真结果大于试验结果。3 车架多学科优化设计模型鉴于多学科可行性方法（MDF）在解决设计变量、约束函数及目标函数等相对不复杂的问题方面的优势， 采用 MDF 对车架进行多学科轻量化设计。车架材料为Q460，钢板弹簧的材料为 65CrVa。车架的刚度可以用满载弯曲时车架的最大变形量来衡量，刚度越大，车架变形越小。车架模态分析结果显示，车架的前三阶固有频率对车架的动态性能影响很大。因此，为了在保证车架各性能要求的前提下实现车架的多学科轻量化设计， 以车架的总重为优化目标，以三种工况下车架的强度、满载弯曲工况下车架最大变形以及车架前 3阶固有频率为设计约束，以车架上各部件的结构参数为设计变量来建立车架的多学科优化模型。3.1 优化模型车架的 MDO 轻量化设计优化模型为式中：M 为优化前车架的总质量；m 为优化后车架总质量；L min、L max 分别为各设计变量上下限；j =1， 2，3 分别表示满载弯曲、极限扭转和紧急制动转弯三种工况；σj 表示各工况下车架最大应力；［σ］表示材料许用应力，考虑到安全性，本文取 360 MPa；D max 为满载弯曲工况下车架最大变形量；[D ] 为车架允许的最大变形量（取 10 mm）；fn 为优化后车架各阶固有频率； fn＇为车架初始各阶固有频率。选取前、后保险杠厚度 L 1 和 L 2、两个纵梁厚度L3、五个横梁的厚度L 4 ~ L 8 以及减速器和电机安装支架板厚L 9 和L 10 作为设计变量，如图 6 所示。图 6 车架上优化部件示意图3.2 试验设计构建车架多学科近似元模型（Meta model），是实现其多学科优化的前提。在构造车架多学科优化近似模型前，需要选择试验设计（DOE）方法对设计变量在其设计空间进行采样。而近似模型的精度又取决于 DOE 方法选取的合理性以及样本容量，样本容量太少会导致近似模型的精度降低，而样本容量太多又会增加优化成本。因此样本容量以及试验设计方法的合理选择需要兼顾模型精度以及优化成本。由于均匀拉丁方 DOE 方法相比拉丁方 DOE 方法不仅能使样本点均匀散布在整个设计空间，而且还考虑了样本点之间的正交性，使得采样点能更精确反映设计空间的特性。因此，采用均匀拉丁试验设计方法从各设计变量确定的设计空间中进行采样，样本数为 60，对应的输出响应通过有限元分析获得， 设计变量如表 4 所示。3.3 近似模型车架多学科优化设计中的响应涉及多个学科，每个子学科不仅有各自的分析模型，而且之间还存在相互影响，若在优化迭代过程中每次都调用初始分析模型进行计算，不仅会增加优化成本，而且还会影响结果的精确性。解决上述问题的一个可行办法就是，在对车架进行优化设计时，建立设计变量对输出响应的近似模型。这样在优化迭代时，只需调用近似模型进行优化即可，可以极大地提高优化效率[10]。由于Kriging 方法相比其他方法具有更高的拟合精度[11]，因此采取Kriging 方法来建立设计变量对输出响应的近似模型，建立的各响应对设计变量的近似模型如图7 所示。4 优化结果及分析利用Kriging 方法得到的近似模型可否用于多学科优化，需要对近似模型进行精度验证。随机取10 组样本，分别带入近似模型和仿真模型求解8 个响应，对比两种结果可知，除极限扭转工况下车架强度近似模型误差为1.352% 外，其余7 个近似模型误差均在1% 以内。由此可见，利用Kriging 方法得到的近似模型拟合精度较好，可用于代替仿真模型进行多学科优化。在上述近似模型的基础上，以车架总重为目标，以三种工况下车架的强度和弯曲刚度以及前三阶固有频率为约束，采用序列二次规划法对近似模型进行迭代寻优，得到的各设计变量的优化值以及响应结果，如表5 和表6 所示，图8 为优化过程中车架质量的迭代图。图7 响应对设计变量的近似模型从表6 可以看出，优化后的车架在满载弯曲工况下的强度相比优化前有一定的提高，而极限扭转和紧急制动转弯工况下车架的强度以及弯曲刚度相比优化前均有不同程度降低，但均满足车架强度设计要求，并且车架前3 阶模态频率基本没变。但车架的总质量减小了22.8kg，实现了车架轻量化。图8 车架质量迭代图5 结果验证将表4 中圆整后的各设计变量优化值带入各有限元分析模型中，得到的结果如图9 所示。结果显示，优化后的车架满载弯曲、极限扭转和紧急制动转弯三种静态工况下的最大应力分别为194.5 MPa、354.8 MPa 和216.5 MPa，满足材料强度要求。车架的模态分析结果显示，前三阶模态频率分别为2.894 Hz、11.348 Hz 和16.078 Hz。对比表5 中近似模型的优化结果可知，两者十分接近。这说明采取多学科优化设计方法来解决车架结构轻量化问题具有较好的工程意义。图9 优化后的车架三种工况下的应力云图6 结论为保证车架在多种行驶工况下具有足够的强度和刚度以及良好的动态特性，在建立了一种考虑车架、副车架和悬架系统的刚柔模型以及通过试验与仿真对比验证了该模型的可靠性的基础上，采用多学科优化设计方法，对电动车车架进行了轻量化设计。通过DOE 分析、Kriging近似模型的建立以及序列二次规划方法的寻优，实现了车架多学科优化设计。优化结果显示，在满足强度和刚度设计要求以及前3 阶模态频率不降低的情况下，车架总质量降低了22.8 kg，减轻了5.1%。通过对比近似模型的优化结果与圆整后的仿真结果，验证了车架多学科优化设计方法的可行性。举报/反馈发表评论发表作者最新文章高定位精度的第三代核环行起重机运行系统 刚柔耦合动力学仿真01-2014:40液压挖掘机转台有限元分析与疲劳强度评估01-2014:33SPMT 液压平板车车板变形有限元计算与仿真模拟01-2014:31相关文章硬派越野车改装配件推荐 之初级入门篇自重8.2吨，新解放J6P质感飙升，这内饰真爱了预算低的可以看看这款，1.5T爆169马力，仅售不足15万本田最漂亮的复古摩托，小排大排全都有，谁更让你心动拆了一辆红旗H9，底盘有“惊喜”，只想说：用料真厚道

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