基于碰撞性能的車身剛度鏈設(shè)計(jì)方法*

郭 毅，劉子建，秦 歡

（湖南大學(xué)，汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，長(zhǎng)沙 410082）

前言

在車身概念設(shè)計(jì)階段采用拓?fù)鋬?yōu)化的方法，并考慮車身彎扭剛度和模態(tài)等性能要求，以實(shí)現(xiàn)設(shè)計(jì)域內(nèi)材料的最優(yōu)分布是車身正向設(shè)計(jì)的一種常用做法。如QUINN［1］以車身剛度性能為主導(dǎo)，綜合考慮多種靜載工況，確定白車身合理的材料分布。常偉波等［2］采用拓?fù)鋬?yōu)化的方法得到車身的初步結(jié)構(gòu)和尺寸，再結(jié)合正面碰撞安全性要求優(yōu)化了矩形薄壁前縱梁的截面尺寸。YIS I等［3］采用等效靜態(tài)載荷法（ESL），在考慮應(yīng)變能和人體損傷因素的同時(shí)，使用線性算法對(duì)車身碰撞優(yōu)化問(wèn)題進(jìn)行了研究。高云凱等［4］對(duì)現(xiàn)有模型進(jìn)行了靜力、模態(tài)和100%RB碰撞分析，優(yōu)化了車身結(jié)構(gòu)尺寸。QIN H［5］開(kāi)發(fā)了面向?qū)ο蟮腗ATLAB工具箱，用于快速優(yōu)化車身主斷面參數(shù)。劉子建等［6-7］提出了基于剛度鏈的車身正向概念設(shè)計(jì)方法，用于優(yōu)化車身設(shè)計(jì)。上述有代表性的研究成果在促進(jìn)車身正向設(shè)計(jì)技術(shù)發(fā)展的同時(shí)，也展示了在綜合考慮車身動(dòng)靜態(tài)剛度性能和碰撞安全要求的前提下，獲取更加實(shí)用高效的車身正向優(yōu)化設(shè)計(jì)方法的必要性。

基于上述討論，在探討車身正向概念設(shè)計(jì)流程的基礎(chǔ)上，建立完善了車身剛度鏈數(shù)學(xué)模型，分析了車身動(dòng)態(tài)剛度、靜態(tài)剛度、正面碰撞安全等性能要求與車身整體輕量化設(shè)計(jì)的關(guān)系，建立了考慮上述綜合因素的車身結(jié)構(gòu)概念設(shè)計(jì)優(yōu)化模型，以車身輕量化為目標(biāo)，采用遺傳算法優(yōu)化車身各主斷面的參數(shù)，并通過(guò)對(duì)應(yīng)的有限元模型仿真驗(yàn)證了所提出設(shè)計(jì)方法的有效性。

1 車身簡(jiǎn)化幾何模型

在深入研究車身剛度鏈設(shè)計(jì)方法和車身正面碰撞安全性要求的基礎(chǔ)上，提出了重點(diǎn)考察前縱梁碰撞、車身彎曲工況和扭轉(zhuǎn)工況的車身正向概念設(shè)計(jì)流程，如圖1所示。

圖1 車身正向概念設(shè)計(jì)

依據(jù)該設(shè)計(jì)流程，本文中以一款A(yù)級(jí)車為研究對(duì)象，根據(jù)市場(chǎng)需求，確定整車基本參數(shù)，如表1所示。

表1 整車設(shè)計(jì)參數(shù)

該款車型提供的原始數(shù)據(jù)是車身造型曲面。依據(jù)車身造型和市場(chǎng)類似主流車型的梁結(jié)構(gòu)布置形式，經(jīng)過(guò)簡(jiǎn)化得到如圖2所示的車身簡(jiǎn)化幾何模型。

圖2 車身簡(jiǎn)化線框模型

利用車身結(jié)構(gòu)的對(duì)稱性，確定1／2車身上19個(gè)梁?jiǎn)卧鲾嗝嫖恢谩Ｖ鲾嗝婷Q與對(duì)應(yīng)梁結(jié)構(gòu)編號(hào)見(jiàn)表2。

表2 主斷面與結(jié)構(gòu)件對(duì)應(yīng)關(guān)系

2 車身剛度鏈模型的建立

依據(jù)簡(jiǎn)化幾何模型描述的車身拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)，采用結(jié)構(gòu)力學(xué)原理建立車身剛度鏈力學(xué)模型，利用傳遞矩陣法，將車身整體結(jié)構(gòu)的剛度分析問(wèn)題轉(zhuǎn)換為剛度鏈模型中若干子單元或子剛度鏈之間的載荷傳遞問(wèn)題，建立完善的剛度鏈計(jì)算模型。

2.1 靜態(tài)剛度鏈建模

依據(jù)簡(jiǎn)化幾何模型確定的車身拓?fù)潢P(guān)系，利用車身結(jié)構(gòu)的對(duì)稱性，建立剛度鏈力學(xué)模型，如圖3所示。圖中1／2白車身剛度鏈模型包括26個(gè)梁?jiǎn)卧?4個(gè)節(jié)點(diǎn)。車身左側(cè)圍由3條子剛度鏈組成，分別為1（0-1-2-3-4-5-6-7），2（1-8-9-10-11-12-13-6）和 3（4-14-10），整車剛度鏈由左側(cè)圍、右側(cè)圍各3條子剛度鏈及橫梁10條子剛度鏈，共16條子剛度鏈組成。

圖3 車身剛度鏈力學(xué)模型

考慮到同一根梁?jiǎn)卧獙?duì)應(yīng)多個(gè)組成單元，或梁?jiǎn)卧孛娉叽缱兓^大，如門(mén)檻梁和B柱等，可將之前確定的19個(gè)主斷面詳細(xì)劃分為26個(gè)截面屬性集合。定義梁?jiǎn)卧慕孛婷娣eA、慣性矩Iy與Iz和極慣性矩Ip為截面屬性集合。

記截面屬性集合為）

以子剛度鏈1（0-1-2-3-4-5-6-7）為例，因?yàn)榻Y(jié)點(diǎn)0處受鉸接約束，其軸力、扭矩和Y，Z方向彎矩及位移均為0，則節(jié)點(diǎn)狀態(tài)向量為

式中：F0，Q0分別為節(jié)點(diǎn)0處的Y，Z方向的約束反力；u0為節(jié)點(diǎn)0處 X方向線位移；α0，β0，γ0分別為節(jié)點(diǎn)0處X，Y，Z方向角位移。同理，可以確定子剛度鏈1上其余節(jié)點(diǎn)和其它子剛度鏈上節(jié)點(diǎn)的狀態(tài)向量。

式中：｛S｝l（i），｛S｝r（i）分別為單元 i左端和右端節(jié)點(diǎn)狀態(tài)向量；［F］（p）為節(jié)點(diǎn) p的載荷矩陣；［T］（q）為全局坐標(biāo)系下單元q左端與右端節(jié)點(diǎn)間的傳遞矩陣。

進(jìn)一步可以建立節(jié)點(diǎn)耦合方程，如圖3中節(jié)點(diǎn)1的耦合方程為

同理，可建立整車22條子剛度鏈傳遞方程，分別為F1，F(xiàn)2，…，F(xiàn)22，建立整車節(jié)點(diǎn)耦合方程，分別為Q1，Q2，…，Q22，由此可建立聯(lián)立方程組，該方程組包含的未知數(shù)與方程數(shù)均為480個(gè)，為線性方程組，可聯(lián)立解出所有的狀態(tài)向量和載荷向量。

鑒于白車身材料參數(shù)（彈性模量E，泊松比μ，剪切模量G）和單元長(zhǎng)度l（i）為已知參數(shù)，最終可以求得彎曲工況下加載處的位移δ與扭轉(zhuǎn)工況下加載點(diǎn)處的相對(duì)扭轉(zhuǎn)角φ與主斷面屬性的關(guān)系式f1和

2.2 動(dòng)態(tài)剛度鏈建模

鑒于人體內(nèi)臟和脊柱對(duì)頻率4～12.5Hz內(nèi)的振動(dòng)最為敏感，為滿足車輛舒適性要求，車身的固有頻率應(yīng)該避開(kāi)該頻率范圍，同時(shí)還要考慮行駛振動(dòng)導(dǎo)致的車身共振，需要建立車身動(dòng)態(tài)剛度鏈模型，優(yōu)化白車身的1階振動(dòng)頻率。建立動(dòng)態(tài)剛度鏈數(shù)學(xué)模型需推導(dǎo)包含梁?jiǎn)卧|(zhì)量參數(shù)的剛度鏈節(jié)點(diǎn)傳遞矩陣。

圖 4中｛S｝l（i）和｛S｝r（i）分別表示梁?jiǎn)卧?i左端和右端節(jié)點(diǎn)狀態(tài)向量。

式中：F為沿坐標(biāo)軸的力；M為繞坐標(biāo)軸的力矩；X，Y，Z為線位移；Θ為繞坐標(biāo)軸的角位移。車身動(dòng)態(tài)剛度鏈的固有頻率ω與各主斷面屬性｛C｝的關(guān)系式可記為f3［8］，即

圖4 梁?jiǎn)卧B(tài)坐標(biāo)系

3 前縱梁正向設(shè)計(jì)

前縱梁是車身正面碰撞時(shí)吸收能量的主要部件，其設(shè)計(jì)的好壞是決定汽車碰撞安全性的主要因素。汽車正面碰撞過(guò)程中，薄壁直梁構(gòu)件的變形吸能特性與汽車真實(shí)前縱梁的吸能特性非常接近［9］。典型前縱梁斷面形狀多為帶焊點(diǎn)的帽形結(jié)構(gòu)，或?yàn)閹Ъ訌?qiáng)板的帽形結(jié)構(gòu)，如圖5（a）所示。因此，在概念設(shè)計(jì)階段，可以使用如圖5（b）所示截面為矩形的薄壁直梁代替真實(shí)前縱梁分析其變形吸能特性。

圖5 典型前縱梁截面

3.1 前縱梁主斷面參數(shù)確定

汽車發(fā)生正面碰撞時(shí)，動(dòng)能的主要部分由于前艙變形而轉(zhuǎn)化為內(nèi)能，吸收能量的變形部件主要有前縱梁、保險(xiǎn)杠、吸能盒、發(fā)動(dòng)機(jī)罩、前指梁、副車架以及發(fā)動(dòng)機(jī)綜合體等。鑒于高速正面碰撞時(shí)，前縱梁吸收了碰撞總能量的50%～70%［10］，本文中針對(duì)v=48.3km／h碰撞時(shí)速進(jìn)行設(shè)計(jì)，并假設(shè)前縱梁吸收了50%的碰撞能量。

單根前縱梁可吸收動(dòng)能

式中M為整車質(zhì)量。

根據(jù)研究報(bào)道，同級(jí)別的轎車以時(shí)速v與剛性墻正面碰撞時(shí)，前縱梁的壓潰變形量約為400mm［11］，以該值為設(shè)計(jì)目標(biāo)值，則

式中：Pm為平均碰撞力；S為前縱梁變形壓潰距離。計(jì)算可得Pm=67.5kN。

文獻(xiàn)［12］中提出了優(yōu)化后的薄壁矩形梁平均碰撞力為

式中：h和w為矩形截面的長(zhǎng)和寬；t為厚度；σy為材料的屈服應(yīng)力；σa為能量平均應(yīng)力。為了保障前縱梁在碰撞過(guò)程中不至于變形過(guò)大，同時(shí)提高其單位變形吸收的能量，前縱梁一般使用高強(qiáng)度鋼板，本文中采用 H340LAD＋ZZF高強(qiáng)鋼材料，σy=371.00MPa，σa=482.82MPa。

薄壁矩形直梁在碰撞中的變形模式可以分為3種，即漸進(jìn)疊縮變形、Euler變形和混合變形。最理想的變形是漸進(jìn)疊縮變形，在這種變形模式下，前縱梁可以吸收更多的能量，同時(shí)乘員艙的變形較小。依據(jù)文獻(xiàn)［10］～文獻(xiàn)［12］中對(duì)薄壁矩形梁碰撞過(guò)程的研究，可以得到截面長(zhǎng)寬比和厚度對(duì)于變形的影響。厚度t主要影響前縱梁的吸能特性，該值越大，吸收的能量越多，但是峰值碰撞力也越大。長(zhǎng)寬比影響直梁的變形方式，該值小于1.67時(shí)，直梁容易發(fā)生漸進(jìn)疊縮變形。綜合考慮上述因素，本文中選擇 t=2mm，h／w=1.6，代入式（13）計(jì)算得 h=107mm，w=67mm。矩形前縱梁的參數(shù)如表3所示。

表3 矩形前縱梁參數(shù) mm

3.2 前縱梁建模仿真

以3.1節(jié)中計(jì)算得到的前縱梁參數(shù)為基礎(chǔ)，使用HyperMesh建立前縱梁仿真模型。在直梁后方添加300kg的質(zhì)量塊，作為前縱梁的配重。使用MAT24材料模擬高強(qiáng)鋼，剛性墻使用MAT20材料。直梁?jiǎn)卧捎?mm網(wǎng)格進(jìn)行劃分，以殼單元進(jìn)行模擬，接觸面動(dòng)靜摩擦因數(shù)均設(shè)置為0.2，將接觸類型設(shè)置為Autometic，設(shè)置輸出控制卡片，計(jì)算時(shí)長(zhǎng)為70ms，并輸出K文件［13］。建立的模型如圖6所示。

圖6 前縱梁有限元模型

使用LS-DYNA非線性求解器進(jìn)行求解，利用HyperView查看后處理文件，前縱梁碰撞力隨時(shí)間變化曲線如圖7所示，壓潰變形距離隨時(shí)間的變化曲線如圖8所示。

圖7 碰撞力- 時(shí)間曲線

圖8壓潰位移- 時(shí)間曲線

圖7 中采用積分法計(jì)算該曲線10～50ms的平均碰撞力約為65kN，圖8表明縱梁壓縮終了時(shí)壓潰變形距離為380.646mm，與設(shè)計(jì)目標(biāo)值對(duì)比如表4所示。

由表4可見(jiàn)，仿真值與目標(biāo)值之間誤差均在合理范圍內(nèi)，表明在概念設(shè)計(jì)階段采用上述方法計(jì)算薄壁矩形前縱梁是合適的。圖7中瞬時(shí)碰撞力峰值為144.8kN，峰值碰撞力的大小受多個(gè)因素的影響，可以通過(guò)在縱梁前端添加誘導(dǎo)槽、開(kāi)弱化孔等方式調(diào)整峰值碰撞力的大小，同時(shí)增加壓潰變形量。

表4 前縱梁設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)比

4 加載工況與主斷面參數(shù)優(yōu)化

4.1 加載工況

車身正面碰撞時(shí)前縱梁要經(jīng)歷一個(gè)動(dòng)態(tài)大變形過(guò)程，如何在不進(jìn)行復(fù)雜動(dòng)態(tài)非線性計(jì)算的前提下，將前縱梁承受的碰撞力合理地加載在車身剛度鏈模型上，是在車身概念設(shè)計(jì)階段綜合考慮碰撞安全性時(shí)必須首先解決的問(wèn)題。車身安全性設(shè)計(jì)規(guī)范要求正面碰撞后車身變形量應(yīng)控制在確保乘員艙兩側(cè)車門(mén)至少可以打開(kāi)一個(gè)。據(jù)此，本文中假設(shè)車身正面碰撞時(shí)，乘員艙僅發(fā)生近似于彈性的變形，以此作為車身安全性設(shè)計(jì)目標(biāo)，并采用等效靜態(tài)載荷法（ESL）模擬汽車正撞加載。

ESL方法的基本思想是將一系列靜態(tài)載荷施加到模型上，使模型在同一時(shí)刻產(chǎn)生與動(dòng)態(tài)分析相同的位移變形，這便保證了進(jìn)行線性分析的模型與動(dòng)態(tài)分析模型的等價(jià)性，進(jìn)而將難以實(shí)現(xiàn)的動(dòng)態(tài)非線性結(jié)構(gòu)優(yōu)化問(wèn)題轉(zhuǎn)化為線性優(yōu)化問(wèn)題，以便使用線性優(yōu)化算法進(jìn)行優(yōu)化［14］。文獻(xiàn)［15］中的研究結(jié)果表明，當(dāng)優(yōu)化結(jié)果滿足動(dòng)態(tài)非線性約束條件且算法迭代收斂時(shí)，不需要進(jìn)行額外的動(dòng)態(tài)非線性分析來(lái)驗(yàn)證模型是否滿足非線性的約束條件。

文獻(xiàn)［16］中詳細(xì)介紹了靜態(tài)加載的方法，步驟是在已有的汽車模型上先進(jìn)行整車碰撞計(jì)算，再提取前縱梁后端的平均內(nèi)力作為整車靜態(tài)加載載荷。由于正向概念設(shè)計(jì)的出發(fā)點(diǎn)不是已有的汽車模型，無(wú)法直接使用該文獻(xiàn)的方法。上節(jié)中討論的矩形薄壁前縱梁吸能與壓潰變形的計(jì)算和仿真方法可以很好地適用于需要頻繁修改、多次計(jì)算的車身概念設(shè)計(jì)階段。進(jìn)一步分析前縱梁截面力與時(shí)間的關(guān)系，將截面力輸出位置取前縱梁末端未變形處，計(jì)算結(jié)果存放在secforc文件中，可得如圖9所示的曲線，就可以查看前縱梁碰撞過(guò)程中截面力隨時(shí)間的變化關(guān)系。

圖9 截面力- 時(shí)間曲線

從圖9可以看到，碰撞過(guò)程中除前期出現(xiàn)峰值力以外，后續(xù)變形過(guò)程平穩(wěn)，積分計(jì)算10～50ms區(qū)間平均內(nèi)力F內(nèi)≈51kN，將該力視為汽車發(fā)生正面碰撞時(shí)前縱梁傳遞給車身的內(nèi)力，并作為等效靜態(tài)載荷加載在前縱梁與車身連接處，方向水平向后，同時(shí)約束B(niǎo)柱后方車身梁?jiǎn)卧?個(gè)方向的平動(dòng)自由度，即得等效靜態(tài)加載工況，如圖10所示。

圖10 等效靜態(tài)加載工況

車身靜態(tài)剛度包括兩種加載工況：（1）車身彎曲加載工況如圖11所示，約束前懸3個(gè)平動(dòng)自由度，約束后懸X方向平動(dòng)自由度，在門(mén)檻梁位置添加1 670N的力；（2）扭轉(zhuǎn)加載工況如圖12所示，分別約束保險(xiǎn)杠和后懸的平動(dòng)自由度，在前懸處施加2 000N的力。

圖11 彎曲工況

4.2 車身矩形主斷面參數(shù)優(yōu)化

車身彎扭剛度、模態(tài)以及碰撞安全性的優(yōu)化，最終體現(xiàn)為車身主斷面參數(shù)的優(yōu)化，以及材料的優(yōu)選和分配上?？紤]到概念設(shè)計(jì)階段主要研究車身主斷面的力學(xué)性能，將復(fù)雜車身主斷面簡(jiǎn)化成矩形，其截面如圖13所示。

圖12 扭轉(zhuǎn)工況

圖13 主斷面簡(jiǎn)化形狀

考慮26個(gè)主斷面屬性集，定義為

式中ρ為材料密度。依據(jù)碰撞安全性對(duì)車身剛度的要求，部分梁?jiǎn)卧牧鲜褂酶邚?qiáng)鋼，如A柱、B柱、門(mén)檻梁和前地板橫梁等，其厚度優(yōu)化區(qū)間為［1.0，2.0］，其余梁厚度優(yōu)化區(qū)間為［0.8，1.2］。

對(duì)彎曲工況，要求加載點(diǎn)處的豎直位移 δ＜1mm。對(duì)扭轉(zhuǎn)工況，要求相對(duì)扭轉(zhuǎn)角φ≤0.2°，其中φ=arctan（2·Δ／b），b為前懸加載點(diǎn)間的橫向距離，Δ為扭轉(zhuǎn)工況下加載點(diǎn)豎直位移，同時(shí)要求車身1階固有頻率大于17Hz。

結(jié)合汽車正撞法規(guī)，對(duì)車身等效靜態(tài)加載變形工況要求如下：

（1）A柱變形角 ηA≤4°；

（2）底板與頂棚之間減小距離LB≤12mm。

綜上所述，車身設(shè)計(jì)變量、目標(biāo)函數(shù)以及約束條件可以表示為

參考文獻(xiàn)［5］，使用MATLAB編寫(xiě)車身靜態(tài)和動(dòng)態(tài)剛度鏈計(jì)算程序，使用遺傳算法求解式（16），目標(biāo)函數(shù)經(jīng)過(guò)60次迭代逐漸收斂，過(guò)程如圖14所示。

圖14 迭代收斂過(guò)程

優(yōu)化后的主斷面參數(shù)如表5所示。

使用遺傳算法優(yōu)化后得到車身的彎曲、扭轉(zhuǎn)和等效靜態(tài)加載工況下的位移以及1階模態(tài)振型，如圖15～圖18所示。

從優(yōu)化結(jié)果來(lái)看，在滿足動(dòng)態(tài)和靜態(tài)剛度、固有頻率以及正面碰撞等效靜態(tài)載荷變形約束條件下，車身最輕質(zhì)量為218.46kg，彎曲工況下加載點(diǎn)的位移δ=0.831mm，扭轉(zhuǎn)工況下加載點(diǎn)位移 Δ=1.806mm，相對(duì)扭轉(zhuǎn)角 φ=0.138°，1階固有頻率為26.8Hz，A柱變形角 ηA=2.67°，頂棚與地板之間減小距離LB=1.45mm，滿足碰撞法規(guī)對(duì)車身碰撞變形的要求。由整車的彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度計(jì)算公式可得

表5 26個(gè)主斷面參數(shù) mm

圖15 彎曲工況

4.3 優(yōu)化結(jié)果驗(yàn)證

為驗(yàn)證該剛度鏈設(shè)計(jì)方法的可行性，選取一款近似標(biāo)桿車進(jìn)行有限元仿真計(jì)算，如圖19所示。

圖16 扭轉(zhuǎn)工況

圖17 等效靜態(tài)加載工況

圖18 自由模態(tài)1階振型

圖19 標(biāo)桿車有限元模型

對(duì)有限元模型進(jìn)行靜力和模態(tài)分析，得到其彎曲、扭轉(zhuǎn)和1階模態(tài)下的變形如圖20～圖22所示。

標(biāo)桿車模型彎曲工況下加載點(diǎn)變形 δ′=1.774mm，扭轉(zhuǎn)工況下加載點(diǎn)變形Δ′=1.676mm，相對(duì)扭轉(zhuǎn)角φ′=0.128°；1階模態(tài)固有頻率為25.2Hz；車身質(zhì)量為235.06kg。則彎曲剛度k彎′=3865.5N／mm，扭轉(zhuǎn)剛度 k扭′=23437.5N·m·（°）-1。

將剛度鏈求解結(jié)果與有限元分析結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，如表6所示。

圖20 彎曲工況

圖21 扭轉(zhuǎn)工況

圖22 1階模態(tài)分析

表6 分析結(jié)果對(duì)比

由表6可見(jiàn)，有限元計(jì)算的彎曲剛度只有剛度鏈法計(jì)算結(jié)果的一半左右，這是因?yàn)椴捎脛偠孺湻〞r(shí)沒(méi)有考慮車身接頭柔度，計(jì)算結(jié)果的偏差與文獻(xiàn)［17］中研究的不考慮接頭柔度計(jì)算的偏差結(jié)果相一致。而質(zhì)量、扭轉(zhuǎn)剛度和1階模態(tài)偏差值較小，表明采用該方法進(jìn)行車身概念設(shè)計(jì)是可行的。

5 結(jié)論

在綜合考慮車身靜態(tài)、動(dòng)態(tài)剛度和正面碰撞安全性的基礎(chǔ)上完善了車身剛度鏈方法，拓展了該方法用于車身性能參數(shù)優(yōu)化求解的參數(shù)類型和范圍，可以在綜合考慮碰撞安全性要求和剛度性能的前提下實(shí)現(xiàn)車身結(jié)構(gòu)的快速分析和優(yōu)化設(shè)計(jì)，為性能主導(dǎo)的車身正向概念設(shè)計(jì)提供了一種新工具。討論車身正向概念設(shè)計(jì)流程，依據(jù)概念設(shè)計(jì)外形得到了簡(jiǎn)化的車身線框模型，確定了19個(gè)梁?jiǎn)卧鲾嗝嫖恢?，利用傳遞矩陣法建立了車身靜態(tài)和動(dòng)態(tài)剛度鏈數(shù)學(xué)模型，對(duì)正撞安全性影響最大的前縱梁進(jìn)行了單獨(dú)設(shè)計(jì)，得到了合理的前縱梁主斷面參數(shù)。進(jìn)一步以車身質(zhì)量最輕為目標(biāo)函數(shù)，以靜態(tài)剛度、1階模態(tài)和等效靜態(tài)加載變形為約束條件，采用遺傳算法優(yōu)化了車身各主斷面屬性參數(shù)，并與近似標(biāo)桿車有限元模型進(jìn)行對(duì)比，驗(yàn)證了所提出的設(shè)計(jì)方法的可行性。

本文中只考慮了正撞過(guò)程中吸能最大的前縱梁的單獨(dú)設(shè)計(jì)，沒(méi)有考慮其它梁結(jié)構(gòu)（如前指梁，保險(xiǎn)杠等）在正面碰撞過(guò)程中的作用，如何將正面碰撞中其它梁?jiǎn)卧獙?duì)車身結(jié)構(gòu)的影響納入剛度鏈的主斷面優(yōu)化算法中，是后續(xù)需要研究解決的問(wèn)題。