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多工况下卡车前车架结构优化
摘要
提出了一种在满足应力约束的前提下，使载重汽车前车架结构重量最小化的优化结构。车架的形状由许多设计参数定义（这些参数定义了侧轨的形状、内部支架的位置和宽度以及凸缘的宽度）。此外，发动机支座、侧轨、内支架、散热器支座、减震器和驾驶室支座连接器的厚度也看做设计变量。材料选用铝合金6013-T6，最大许用应力为屈服应力（320MPa）。一个被称为“Violation”的量被定义为前端部件中违反应力约束的面积与车架用于实现应力约束的总面积之比。为了进行优化，当目标是总重量最小化的同时保持参数“Violation”的值小于0.1%的情况下，使用惩罚方法。同时采用并行计算的方法实现粒子群优化算法对结构进行优化。商业用有限元软件msc.patran用于创建几何图形和网格，而msc.nastran用于执行静态分析。六个设计荷载条件，每个条件对应一个道路条件，以用于解决问题。
1.引言
随着世界上化石燃料的消耗和碳排放导致的气候变化的观念被广泛接受，汽车和重型车行业正花费大量的资源来生产轻型车辆部件。车辆结构优化不仅降低了油耗和污染物排放，而且提高了操控性和性能。结构重量最小化是一个必须满足多个约束条件的优化问题，应力是其中之一。传统的制造商主要依靠工程判断，使用简单的手工计算来找到最佳的设计方案。然而，从Turner等人的开创性论文开始。（1）结构设计采用了有限元分析（FEA）等数值技术。此外，近几十年来，计算能力呈指数级增长，使得用有限元法求解高保真计算问题成为可能。
传统上，汽车车架的设计是通过对简化后的车架模型进行应力计算来实现的。然而，随着有限元分析的普及，在优化问题中采用了更为详细、自由度较大的模型。此外，现在可以将有限元方法与优化算法相结合，以优化大型和复杂结构的设计。事实证明，这对结构工程师探索设计空间非常有帮助，而到目前为止，这些空间可能还没有被开发出来，以找到最佳设计。
拓扑优化是汽车结构优化中常用的方法之一。杨和查汉德（2）开发了一个用于分析重要汽车部件的拓扑优化软件。作者介绍了其在三个汽车实例中的应用，包括高度简化的车架、行李箱盖和空间车架结构。Cavazzuti等人（3）提出了一种基于拓扑优化的高性能汽车底盘设计方法。优化的目标是减少底盘重量，同时满足费雷伊标准在结构刚度、模态响应和碰撞行为方面要求的约束条件。他们采用了这一方法，在与基准参考模型比较中显示出明显的体重减轻。然而，拓扑优化的缺点是，优化设计可能过于复杂，无法用现有方法进行制造。此外，这是一个计算成本很高的过程。Kurdi等人（4）考虑结构的扭转刚度和质量，对重型卡车底盘设计进行了对比研究。作者比较了马来西亚几种重型卡车底盘，找出了最大扭转刚度和低重量的设计方案。Fui和Rahman（5）研究了卡车底盘的振动特性，包括固有频率和振型。作者建议将车轮悬架精确定位在垂直弯曲模态的节点附近，以减少悬架输入运动的激励。Rajasekar等人（6）提出了公路重型车辆的变截面矩形底盘的设计与优化。采用遗传算法对底盘横截面的几何尺寸进行优化。
Rastogi（7）对全复合材料卡车底盘结构进行了先进的有限元分析，以优化铺层方向和铺层顺序。作者比较了两种不同的全复合底盘设计与基准钢设计的弯曲和扭转刚度。金、王（8）提出了一种基于简化悬架模型的车架强度分析方法。采用车架等效梁法和简化悬挂模型，对不同荷载工况进行强度分析。该方法能够准确有效地检测出风险区域。
本文提出了一种考虑von-mises应力约束下的卡车前车架结构重量最小化的优化方法。开发了一个脚本，以一组设计变量作为输入，使用商业软件msc.patran（9）自动生成几何图形和网格，并使用Nastran（10）获得von Mises应力场和结构重量。总面积中的部分面积的von Mises应力超过了容许应力，将这个部分面积的量定义为“Violation”，并对该量的最大值施加了限制。采用并行计算的方法实现粒子群优化算法（11），在满足约束条件的同时，求出最小结构重量的设计变量合集。
这种方法最重要的优点是，即使存在应力集中，也可以对复杂结构进行优化。此外，由于粒子群算法可以通过并行处理有效地实现，因此可以同时评估大量的设计，从而显著减少计算时间。但是，该方法没有提供有关应力集中区域的信息。
这篇论文划分成十部分。在第2节中，详细解释了 量：lsquo;Violationrsquo; i。第3节提到了设计的几何约束。几何参数化的详细描述见第4节。其目的只是优化卡车的前车架，即在优化过程中后部保持不变。第5节描述了后部分低保真模型的开发，第6节描述了组装前车架和后模型以创建完整模型的过程。第7节描述了用三个力矩系统来更换发动机支座的过程。第8节解释了创建与道路事件相对应的荷载条件的过程。最后，在第9节中给出了优化过程，在第10节中给出了结论。
2. VIOLATION参数
本优化问题的目标是在满足应力约束的同时，使结构重量最小化。由于这些类型的问题是计算密集型的，通常优化器内部会考虑低保真模型。在低保真模型中遇到的一个常见问题是应力奇点（12，13，14）。应力奇点发生在尖角和弯曲处以及一维结构的附着点周围，如具有二维或三维结构的梁，这在较低保真度的模型中很常见。这些区域周围的应力值通常明显高于结构中的任何其他地方，但它们是非常局部的。然而，在考虑整体最大von Mises应力约束的情况下进行优化会导致结构设计过度。为了解决这一问题，在这项工作中引入了一个称为lsquo;Violationrsquo;的量：
𝑉𝑖𝑜𝑙𝑎𝑡𝑖𝑜𝑛=
约束是施加在量Violation的最大值上的，而不是最大冯米塞斯应力。如果结构中没有应力奇点，优化设计的“Violation”值必须等于0。
3. 几何约束
如前所述，涉及多个设计变量的结构优化问题是一个很花费计算的问题，因此提出结构的低保真表示非常重要。它可以通过使用二维壳单元网格化的表面来表示由金属板制造的零件来实现。安装在主架上，需要保持不变的部件可以用连接到主架有限元的点质量来表示，使用多点约束（MPCS）（9），该约束本质上是一组将节点连接到另一组节点的刚性梁。焊接或螺栓连接可以用“表面到表面的粘合接触”（9）来表示，这是msc.patran中连接两个不同表面网格的一种新的但非常有效的方法。位移和荷载从一个面的节点集转移到另一个面的节点集。通过选择合适的接触参数（距离公差、偏压系数、摩擦应力极限），可以得到精确的界面应变和应力值。
在这项工作中，在车架的形状上施加几个几何约束，以确保它不会干扰那些本应不变的部分。减震器和侧散热器支座的位置和形状保持不变，但其厚度是可变的。前散热器支座、悬架支座和驾驶室支座也需要保持不变。它们被附着在车架其余部分的重心上的质量点所代替。发动机支座的形状也保持不变，但其厚度视为一个变量。图1显示的是卡车前车架的示例，优化期间未更改的部件用红色箭头标记。
图1：在优化时不变的部件
4. 形状参数化
侧轨参数化：侧轨有三部分：连接发动机支座的前部，形状参数化的中间部分，通过“表面到表面粘合接触”连接到后部模型的后部。几何图形由多个表面组成，每个表面用不同的ID标记，如图2所示。
图2：编码生成的前部侧轨
构造了四条曲线，精确地定义了模型侧架中部腹板的上下边缘。在每一条曲线上都会创建一组点，这些点的位置可以沿垂直（Z）方向移动。虽然这些点的位置可以独立控制，但为了限制设计变量的数量，对于四条曲线中的每一条，点都会按照相同的垂直距离移动。该垂直距离被视为设计变量。一旦移动该点，通过这些点一个七阶B样条被拟合，以创建新的腹板边缘。使用msc.patran（9）中的“ruled”选项，在每个侧轨的修改后的顶部和底部曲线之间创建一个曲面。
因此，四个设计变量指定了侧轨的腹板形状。根据分配给四个设计变量的值，构建侧轨的不同形状是可能的。为了防止侧轨太短或太高，变量控制在一定的限制范围内。表1总结了设计变量并说明了它们的相应限制。图3显示了侧轨的一些可能形状。
图3：不同参数下的侧轨形状
表1：规定侧轨腹板形状的设计变量（所有值以米为单位）
法兰参数化：首先，通过msc.patran（9）中的“glide”选项创建腹板和法兰之间的圆角，其中规定腹板形状的修改曲线当作“导向曲线”。每个圆角表面的自由边沿横向（Y）方向拉伸，以创建凸缘。视挤压距离为设计变量（如图4中的l1、l2、l3、l4所示）。与规定腹板的设计变量类似，对这些设计变量施加限制，以防止法兰过宽或过短。表2总结了规定法兰及其相应限值的设计变量。
图4：作为设计变量的法兰宽度
表2：法兰的设计变量（所有值均以米为单位）
支架参数化：开发了两种不同的方法来创建车架的内部支架。
方法1：将侧轨分为一系列表面，每个表面可指定不同的厚度，表示由支架加固的部分的截面应具有侧轨厚度加上支架厚度。
patran有不同的方法将一个表面分成小部分。这种方法，这里称作“两点中断法”（9）。在这种方法中，在曲面的外缘上创建两个点。用连接两个点的曲面上创建的最小长度曲线分割曲面。其中，三个内部支架被认为加强了中间部分的侧轨。支架由四个设计变量参数化，这些设计变量规定支架垂直边缘相对于侧轨中部垂直边缘的位置。如图5所示，长度L5、L6、L7和L8规定为零件总长度的一部分。表3总结了内部支架的设计变量及其相应的范围。
图5：内支架参数化
表3：内支架的设计变量（所有相对距离）
方法2：在这种方法中，创建支架作为接触主轨的表面。lsquo;rsquo;表面与表面的粘合接触lsquo;rsquo;（9）用于将主轨的节点位移转换到支架上。通过适当选择接触特性，可以对加强钢轨进行更精确的建模。但是，若没有正确选择参数，msc.nastran无法完成分析。图6给出了作为分离表面创建的内部支架的示例。
图6：作为分离表面的内部支架
驾驶室支架连接器的参数化：如前所述，驾驶室支架保持不变。但是，连接到驾驶室支架的连接器的形状由参数模型表示。驾驶室支架连接器在实际车架中的形状可能很复杂。但在这项工作中，它们由图6中的两个板（用a和b表示）组成的简单模型表示。形状由表4中给出的三个设计变量定义，连接到两个侧梁的驾驶室支座认为是对称的。板A接触侧轨的高度与腹板高度相同。如msc.nastran中所实现的lsquo;rsquo;表面到表面粘合接触lsquo;rsquo;（9），运用在这些连接器和主架之间。
表4：规定驾驶室安装连接器形状的设计变量
前端模型采用四边形单元（最大边长0.03米）在msc.patran中进行网格化，然后在主架的有限元与质量点之间建立MPC，用于表示优化问题中保持不变的部件。
另外还引入了八个设计变量来规定结构不同部件的厚度。这些被称为厚度设计变量。表5列出了它们及其相应限值。
表5：厚度设计变量（所有值以米为单位）
5.尾部结构建模
在优化问题中，车架的后部保持不变。创建一个低保真模型（由表面和点质量组成）来表示后部，并使用“表面到表面粘合接触”将其连接到前端模型。模型由两组表面组成，两组表面之间采用“胶接触”（距离公差=0.75，偏差系数=0.9，摩擦应力极限=1.0e20），如图7所示。
图7：驾驶室支架的简化表示
图8：创建车架后部的低保真表示
在这个低保真模型中，安装件被点质量（具有适当的重心和转动惯量）所取代。它们通过刚性倍数连接到车架的有限元模型上。
点约束（MPC）。流程由图9中的流程图表示。
图9：车架后部创建低保真模型的过程
车尾零件的低保真表示与高保真CAD模型的质量和重心精确匹配是非常重要的。表6总结了低保真模型和高保真模型之间的质量和重心坐标差异。图10显示了metalsa提供的车尾高保真模型及其相应的低保真表示的左右对比图。
图10：尾部高保真模型（顶部）（来源：metalsa），低保真表示（底部）
表6：高保真和低保真模型的质量和重心位置比较
6.完整的有限元模型的生成
在前端模块的参数模型和尾部模块模型之间，采用“表面到表面胶接触”（距离公差=0.75，偏差系数=0.9，摩擦应力极限=1.0e20），形成完整的模型。为了获得可靠的结果，需要使用适当的元件尺寸和一组接触参数。使用不同的网格尺寸进行分析，并选择元件的最大边缘长度为0.03 m。为了确保不同表面之间的“粘合接触”能够有效地传递节点位移，对一系列模型进行了自由振动分析。
图11显示了示例结构的前几个非刚体自由振动模式。结果表明，由“胶接触”连接的表面之间的位移分布是相当连续的。元件尺寸和接触参数的不当选择导致接触表面之间的位移分布不连续。
图11：完整结构的前六个非刚性模式
7.发动机支架
图12：测试品的发动机支架。（a）前发动机支座（b）右发动机支座（c）左发动机支座（来源：metalsa）
图12为测试品的发动机支架。发动机已被发动机支座处的等效力矩系统所取代。左、右发动机支座由节点表示，其力矩系统通过MPCS连接到结构的其余部分。前发动机支架由刚性梁表示，其端部通过MPCS连接到发动机横梁，中间点具有等效的力和力矩。在图13中，支架图示用蓝色圈出。
图13：带
资料编号：[4422]
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