客车铝合金车身连接件多目标优化

黄小军

（漳州市昌龙汽车附件有限公司，福建漳州 363107）

0 引言

铝合金密度低，力学性能好，有利于实现新能源客车轻量化、提升续航里程[1]。但其弹性模量低，焊接性能差，铝合金公交车骨架结构的失效多出现在型材连接处，连接件设计直接关系着整车骨架的强度、刚度和振动频率，对整车轻量化有至关重要的影响。然而，连接件质量与性能存在一定冲突，为使两者达到最优平衡，需要对连接件进行多目标优化。为此，本文通过多目标优化手段改进车身连接件结构设计，提高其综合性能。

针对公交车车身结构的优化，国内外学者开展了较多的有益研究。吴胜军等[2]通过对客车骨架的相对灵敏度分析，找出对骨架刚度和模态影响小但对质量影响大的构件，以质量和扭转刚度为目标函数，以构件厚度为变量，对客车进行多目标优化，完成对模型的轻量化设计。张健等[3]采用拓扑优化与轻量化系数评价相结合的方法对公交车骨架进行轻量化设计，较好地实现了电动客车轻量化的目标。邹丽等[4]对客车骨架中的T形连接头的结构参数进行优化设计，对比优化前后连接头的最大应力和变形，优化后使车身达到轻量化的同时加强了车身骨架的强度和刚度等性能。丁明亮等[5]建立了某公交车骨架的有限元模型，在4种典型工况下分析其静态特性，确定了车身结构中性能薄弱的部位，为公交车的结构优化设计提供参考。徐明欣等[6]对公交车后围板进行了多目标形貌优化设计，对比分析3种多目标优化下的结构柔度和频率，确立了最优的多目标形貌优化，实现轻量化目标的同时提高了结构的性能。Gauchia等[7]采用相对灵敏度分析和遗传算法相融合的方法对客车骨架进行优化设计，提升了车身骨架扭转刚度并实现了轻量化设计。

以上研究多面向钢制车身结构进行多目标拓扑优化，而铝制车身客车及连接件性能优化的相关研究较为少见。本文面向某铝合金客车，对其骨架结构的连接件进行多目标拓扑优化设计，采用折衷规划法建立其多目标优化的数学模型。根据优化结果得到同时满足刚度和振动频率要求的公交车连接件拓扑结构，通过改进前后对比来评估铝合金车身连接件多目标优化的改进效果。

1 方法与材料

1.1 铝合金车身骨架结构连接件

基于公交车骨架的有限元分析结果，骨架结构连接处易出现应力集中，连接件的力学性能对其稳定性和安全性产生直接影响。针对骨架结构的强度问题，对连接件的性能进行优化设计是有效的解决方法，本文选择在车身结构连接中使用较多的L形连接件进行多目标优化设计，其有限元仿真模型如图1所示。

图1 L形连接件有限元模型

1.2 L形连接件受力分析

图2为L形连接件结构示意图，用来连接相互垂直的管件。L形连接件在使用过程中主要受到来自连接管件和连接铆钉的作用力，根据安装情况，图3所示为其主要受力状况（未施加力的接触面为固定面）。

图2 L形连接件使用状况

图3 L形连接件受力示意图

分析图3中连接件的实际受力情况可知，连接件使用过程中主要受到3个方向的轴向力。当连接件承受弯曲力时，初始应力集中点出现在连接件拐角处，然后逐渐向其两端蔓延；当连接件受到剪切力时，L形连接件拐角处和铆钉上出现应力较大的位置；当连接件承受拉力和压力时，连接件的应力最大位置出现在铆钉孔和拐角处。综上可知，拐角处是连接件在使用中最可能出现应力集中的位置。

1.3 多目标优化数学建模

1）静态多刚度拓扑优化模型。公交车行驶过程中在不同载荷作用下，连接件的刚度最大拓扑结构各有不同。基于顶盖L形连接件数量多且受力状况有所差异，设定如表1所示的3种载荷工况。因此，多刚度拓扑优化属于多目标拓扑优化问题[8]。图4为工况1的载荷施加及约束概况，另外两个工况的约束同工况1，区别在于载荷的施加方向不同。刚度是柔度的倒数，因此刚度问题可转换成柔度问题。为使L形连接件的变形量减小，在Optistruct软件中设定以柔度最小为目标、以体积分数为约束的多刚度拓扑优化数学模型：

表1 连接件承受载荷工况

式中：n为单元总数；m为载荷工况总数；y为设计区域内的单元相对密度；q为惩罚因子，q≥2；Ci（y）为第i个工况的柔度目标函数；ψk为第k个工况的权重值；C、C分别为第k个工况柔度目标函数的最小值和最大值。

2）动态固有频率拓扑优化模型。将连接件的动态固有频率最大化，可降低结构发生共振的可能性，改善结构振动特性，提高公交车的操稳性等性能。此处以L形连接件体积分数为约束，前3阶频率最大为目标，建立动态固有频率拓扑优化数学模型[9]：

式中：μ0、s为给定参数，用来调整目标函数；μi为第i阶特征频率；n为需要优化的低阶频率的阶次；Λ（y）为平均频率；ψi为第i阶频率的权重系数。

3）多目标拓扑优化数学模型。采用折衷规划法将单目标优化转化为多目标优化问题，得到以体积分数为约束，同时考虑静态多刚度和动态固有频率的多目标拓扑优化的数学模型[10]为

式中：y为设计区域内的单元相对密度，Ci（y）为第i个工况的结构总柔度，ψ为静态工况的权重，（1-ψ）为动态工况的权重，P（y）为综合目标函数，Λmax、Λmin为优化前后平均特征值的最大值和最小值为第k个工况柔度目标函数的最大值和最小值。

1.4 多目标拓扑优化

连接件经过24次迭代计算后，得到其目标函数结果曲线如图5所示。图6（a）为优化后的网格密度云图，网格密度由红到蓝逐渐减小，经过顺滑处理，最终得到拓扑优化后的连接件设计图，如图6（b）所示。并且优化后连接件质量减少35.79%，如表2所示。

表2 优化前后质量对比

图5 多目标拓扑优化迭代曲线图

图6 多目标拓扑优化结果图

2 结果与讨论

2.1 优化后公交车骨架有限元模型

图7为改进后公交车骨架的有限元模型，公交车整车簧载总质量约为15 t，其中车身采用铝合金型材6082-T6，车架主要采用Q345方钢。

图7 公交车骨架有限元模型

2.2 优化结果对比分析

同工况下的分析结果对比是验证改进效果的依据。经过对车身连接件的拓扑优化，整车骨架的性能得到提升，强度问题得以解决，各连接处集中应力均小于材料许用应力。部分区域存在的应力集中状况，均不高于材料的屈服强度。与改进前相比，整车骨架的可靠性和安全性得到提高，结构更加稳固。具体体现为以下几个方面。

1）固有模态。改进后车身-悬架共振频率为2.0～3.4 Hz，电动机额定频率约为50 Hz。该公交车的前10阶固有频率集中在5.89～20.20 Hz之间，车身低阶固有频率避开了车身-悬架及电动机的共振频率，避免了整体共振现象的发生。优化后骨架的一阶频率提升12.1%，体现为整车骨架动刚度的提高，具体数据如表3所示。

表3 骨架模态改进前后一阶模态频率对照表

2）车身刚度值。计算改进后的整车骨架的弯曲和扭转刚度，对比优化前后骨架结构的刚度值，二者均得到提高。其中车身骨架的扭转刚度值提升更为明显。对照数据如表4所示。

表4 骨架刚度值改进前后对照表

3）骨架静强度。通过骨架静强度分析判断车辆设计方案是否合理，从而对车辆进一步优化和改进。目前国内外公交车的静强度分析方案主要采用水平弯曲、极限扭转、紧急制动和紧急转弯4种典型工况进行模拟，各工况下的车身骨架局部最大应力分布云图分别如图8～图11所示。

图8 水平弯曲工况下骨架局部应力分布云图

图9 极限扭转工况下骨架局部应力分布云图

图10 紧急制动工况下骨架局部应力分布云图

图11 紧急转弯工况下骨架局部应力分布云图

表5为4种典型工况下车身改进前后的最大应力值对比，经过优化后的车身在水平弯曲和极限扭转工况下的应力值明显减小；而在紧急制动和紧急转弯工况下的应力值有轻微变化，但都不超过材料的屈服极限。通过优化改进，车身骨架的强度问题得到有效解决，整车的安全性和可靠性进一步提升。

表5 改进前后各工况最大应力值对照表

3 结语

本文以某铝合金公交车车身骨架为研究对象，对影响整车综合性能的车身结构连接件进行结构改进。采用折衷规划法，建立以体积分数为约束，同时考虑静态多刚度和动态固有频率的多目标优化的数学模型，实现了多目标下连接件的拓扑优化，得到最优材料分布设计，与改进前相比，连接件质量减少了35.79%，整车一阶固有频率提升12.1%；骨架弯曲刚度和扭转刚度分别提升了14.98%和31.32%；4种工况下公交车整体应力值均未超过其材料的许用应力，整车骨架的综合性能得到提升。