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大型客車車身設計
附錄1：外文翻譯
公交車車身多目標優(yōu)化和基于替代模型的翻轉安全約束
Yong Huh,Hyung-lck Kim,In-Hwan Shin,Jae-Mean Koo and Chang-Sung Seok
韓國水原市長安洞成均館大學機械工程學院
摘要:在設計總線主體時，要考慮輕量，剛度，強度和翻車安全性能。在本文中，有限元（FE）首先建立包括總線車身的強度，剛度和翻車碰撞性的分析模型，然后通過物理測試進行驗證?；贔E模型，設計實驗，并根據(jù)實驗數(shù)據(jù)創(chuàng)建響應面法和混合徑向基函數(shù)的多個代理模型。之后，公共汽車車身的多目標優(yōu)化問題（MOP）被制定為目標是使重量最小化并使扭矩剛度最大化。巴士車身受到強度和翻車安全的限制。通過采用多目標進化算法來獲得Pareto最優(yōu)集，求解MOP。最后，選擇該集合的最優(yōu)解作為最終設計，并與原始設計進行比較。
關鍵詞：公交車車身，有限元分析，代理模型，多目標優(yōu)化
1介紹
輕型設計近年來引起了汽車制造商的極大關注。有兩種減輕車輛重量的方法，第一種方法是使用較輕的材料替代鋼，如鋁合金（Saito et al。2000），第二種方法是使用最佳設計方法。由于難以獲得剛度，應力和振動響應的靈敏度，許多研究者已經(jīng)研究了考慮剛度，應力和NVH（噪聲，振動和粗糙度）性能的車輛的最佳設計（Aguiar等2002; Lanet等人2004; Laxman等人，2009）。蘭等人（2004）分析了中型客車車身的結構強度，剛度和低階振動，并根據(jù)敏感性研究實施了結構優(yōu)化，以減輕重量。 Laxman等人（2009）開發(fā)了一種兩階段輕量化設計方法，其中第一階段是使用尺寸優(yōu)化技術將剛體和模態(tài)頻率約束最小化白車身（BIW）的重量，第二階段是改善屋頂由于工程經(jīng)驗，通過改變幾個部件的材料來破壞性能。
滾動碰撞分析非常重要，因為公共汽車和客車翻轉是最危險的事故類型之一。 因此近年來受到很多關注。 馬丁內(nèi)斯等人 （2003）根據(jù)考慮到乘員的統(tǒng)計數(shù)據(jù)和有限元（FE）分析，分析了翻車事故中的傷害類型。 Park和Yoo（2008）利用簡單的波束元素建模了一個總線車身的翻轉有限元模型，以減少模擬時間。 Guler等人 （2007）研究了座椅結構以及乘客和行李重量對翻車安全性的影響。
然而，由于非線性高，碰撞響應的敏感性不容易被發(fā)現(xiàn)（Forsberg和Nilsson 2007）。此外，碰撞分析是耗時的。因此，難以解決包括碰撞響應在內(nèi)的優(yōu)化問題。一種有效的方法是使用替代模型來代替碰撞響應（Redhe et al.2002; Craig et al.2005; Forsberg and Nilsson 2005）。代數(shù)模型由一系列基函數(shù)組成，可用于構建實際結構響應的全局或中等近似。
常用于已發(fā)表文獻的多種替代模型，例如響應面法（RSM）（Roux et al。1998），Kriging模型（Forsberg和Nilsson 2005）和徑向基函數(shù)（RBF）神經(jīng)網(wǎng)絡模型（Park和Sandberg 1993）等?；谔娲Ｐ停囕v的多學科設計優(yōu)化（MDO）包括耐撞性響應已被廣泛研究。Sobieski等（2001）和Craig等人（2002）構建了NVH的響應面模型和設計抗碰撞響應最優(yōu)車輛重量較輕。
車輛設計優(yōu)化問題通常有多個目標。多目標問題的最優(yōu)結果不是一個單一的解決方案，而是一組權衡解決方案，也稱為帕累托最優(yōu)解，帕累托集合或帕累托前沿。傳統(tǒng)上，多目標問題被解決為使用聚合方法的單個成本函數(shù)問題，例如加權和方法，其通過將每個目標預先乘以用戶定義的權重因子來將一組目標定標為單個目標。但經(jīng)典方法在運行中無法獲得多于一個的帕累托最優(yōu)解。此外，難以獲得均勻的帕累托最優(yōu)解的集合，例如，加權和方法中的權重向量的均勻選擇不一定在帕累托最優(yōu)前沿找到均勻的解，并且也找不到定位的解在帕累托最優(yōu)陣線的非凸部分（Deb 2005）。與古典方法不同，進化算法（EAs）可以直接用其基于人口的操作來解決多目標問題，并在運行中獲得全局最優(yōu)解。近年來已經(jīng)開發(fā)了各種各樣的EA。其中大部分是基于遺傳算法，例如NSGA-II（Debet al。2000），SPEA2（Zitzler et al.2001），PESA等。然而，還針對多目標優(yōu)化開發(fā)了其他相對較新的基于群體的演化算法，例如粒子群優(yōu)化（Coello et al。2004; Hart和Vlahopoulos 2010）和免疫算法（Tan et al。2008; Gong et al。2008）等.
基于代理模型，可以通過EA有效地解決包含碰撞響應的車輛的多目標優(yōu)化問題。 廖等 （2008）考慮了BIW（Body In White）作為目標的重量，加速特性和趾板入侵，全部由響應面法制定，并采用NSGA-II算法搜索帕累托最優(yōu)解。王等。 （2010）構建了使用粒子群優(yōu)化的車輛多目標優(yōu)化的碰撞響應（即敏感時區(qū)和吸收能量的加速度）的基于時間的元模型。
在目前的研究中，基于代理模型進行了集成總線主體的多目標優(yōu)化。重量應盡量減少，并且在靜強度和翻車安全性的限制下扭轉剛度將最大化。首先，公交車身體的有限元模型由殼單元構成，并通過物理測試驗證。然后，選擇殼單元的厚度作為設計變量。根據(jù)制造的對稱性和均勻性要求，將變量分組，然后根據(jù)敏感性研究進行篩選，以選擇最重要的變量。之后，使用實驗設計（DOE），即最佳拉丁超立方體設計（Park 1994）來探索設計空間。接下來，通過基于實驗數(shù)據(jù)的逐步回歸技術創(chuàng)建替代模型，其中使用響應面法和混合徑向基函數(shù)。最后，通過使用NSGA-II和AMISS-MOP算法解決了多目標優(yōu)化問題，并獲得了Pareto最優(yōu)解。選擇帕累托集合的最優(yōu)解作為最終設計，并與原始設計進行比較，以證明本文中使用的方法的優(yōu)點。
2 FE模型和驗證
2.1有限元模型
構建了總線框架的兩個FE模型。第一個模型是靜態(tài)分析，包括扭轉剛度分析和應力分析，如圖1所示。第二種模型用于翻轉分析，其中考慮了前后擋風玻璃和屋頂板的影響，如圖1所示。所使用的求解器分別是MSC Nastran和LS-DYNA。
本文使用的材料為合金鋼，彈性模量為210GPa，質(zhì)量密度為7.86×10 3 kg / m 3，泊松比為0.3，屈服應力為510 MPa。材料的塑性應變應力如表1所示。
在扭轉剛度分析中，前右空氣彈簧支撐件被迫上升5毫米，而后左軸空氣彈簧支撐件在后軸固定的同時被迫下降5毫米。然后，通過有限元分析獲得空氣彈簧支撐件的反作用力，扭轉剛度如下計算
其中f是反作用力，L是左右空氣彈簧支撐件的中心之間的距離，d是強制位移，即d = 5mm。
在應力分析中，考慮到最佳情況，其中考慮滿負荷，僅支撐三個輪胎，即前右輪胎是懸掛的，
掛起。為確保沒有塑性變形，最大應力應小于屈服應力。
在翻車防碰撞分析中，實施左側翻車，以獲得總線主體對剩余空間的結構入侵。根據(jù)歐洲經(jīng)委會
第66號（聯(lián)合國歐洲經(jīng)濟委員會1996年），巴士機構的任何一種結構均不得侵入剩余空間。
2.2驗證
為了確認有限元模型的準確性，公交車車身的靜態(tài)彎曲實驗和公交車段的翻車碰撞試驗進行了實驗。應該注意的是，測試用例與上一節(jié)提到的優(yōu)化情況不同。
圖3顯示了靜態(tài)彎曲實驗的場景，前后軸支撐，乘客和行李地板均勻分別裝載了1320公斤和840公斤。在這種情況下，對母線上四個位置的von Mises應力進行了測試，然后與FE模型給出的結果進行了比較。比較如圖1所示。 4，這表明模擬與實驗結果之間的差異很小。最大差異發(fā)生在第二個測試點，差異為10.67％。因此，本文建立的靜態(tài)FE模型被認為是足夠的。
總線部分的翻車碰撞試驗是以歐洲經(jīng)委會第66號作為指導。兩個加速度傳感器位于前柱和后柱抵靠碰撞側。通過測試和仿真獲得的加速度在圖1中進行了比較。這表明兩條曲線的趨勢相同，峰值加速度值接近。圖6顯示了母線段最終變形的比較。這表明變形是相似的。為了量化比較變形，柱子的變形角度（見圖7，也表明具有高應變能的區(qū)域）進行了測量和比較。 表2顯示了兩個傳感器的峰值加速度值和平均變形角度。 這表明，翻轉模擬和測試之間的最大差異為16.4％，因此本文建立的翻轉有限元模型被認為適合于優(yōu)化設計。
3近似方法
輸入數(shù)據(jù)與工程設計問題的輸出響應之間的真實數(shù)學關系通常太復雜，無法獲得。因此，響應通常通過物理測試或FE分析獲得。然而，這兩種方法都是耗時的，因此它們不適用于迭代優(yōu)化。因此，基于近似方法的替代模型被用于物理模型或高保真FE模型的存儲以提高效率。為了創(chuàng)建代理模型，需要一個數(shù)據(jù)集包括足夠的輸入數(shù)據(jù)和
輸出響應。通常，輸入數(shù)據(jù)由DOE生成，輸出響應通過物理測試或FE分析獲得。圖8顯示了創(chuàng)建sur-
一個輸出和兩個輸入之間的門控模型，其中y是實際響應的估計。在本文中，選擇最佳拉丁超立方體設計（Park 1994）作為DOE方法。
可以看出，RSM適用于創(chuàng)建靜態(tài)響應的替代模型（例如位移，應力等）（Roux等人1998）。因此，RSM用于構建
本研究中剛度和應力反應的替代模型。但是對于高度非線性響應，RSM可能不會產(chǎn)生適當?shù)念A測，而RBF可以提供很好的準確性（Fang et al。2005）。然而，當問題出現(xiàn)嘈雜時，RSM比RBF更好，因為它導致平滑元模型的趨勢（Jin et al。2001）。由于翻轉碰撞分析中的數(shù)值噪聲和高非線性性，本文采用混合徑向基函數(shù)（HRBF）與RSM和RBF結合，創(chuàng)建了車架與后期空間碰撞之間的入侵。下面介紹RSM，RBF和HRBF的基本概念，以及替代模型的適應性指標。
假設估計響應y和實際響應y之間的誤差為e，則估計響應y表達式如下：其中φi（x）是基函數(shù)，bi是系數(shù)，p是項數(shù)RSM中的基函數(shù)通常選自二次多項式。二階聚合物的全部術語，
名義是：關于獲得RSM系數(shù)的細節(jié)可以在Kutner等人看到。 （2004）。RBF的基函數(shù)被稱為核函數(shù)，其形式如下。
需要提及的是，HRBF被稱為Krishnamurthy（2003）和Fang等人的增強徑向基函數(shù)（ARBF）。 （2005年）。在他們的作品中，引入了正交條件，并使用p + 1個采樣點來獲得（5）的系數(shù)。與ARBF不同，本文采用PRESS誤差準則的逐步回歸技術克服過擬合，如下所述。
需要提及的是，HRBF被稱為Krishnamurthy（2003）和Fang等人的增強徑向基函數(shù)（ARBF）。（2005）。 在他們的作品中，引入了正交條件，并使用p + 1個采樣點來獲得（5）的系數(shù)。 與ARBF不同，本文采用PRESS誤差準則的逐步回歸技術克服過擬合，如下所述。
替代模型中最重要的問題之一是過度擬合，即實驗點的誤差被驅(qū)動到非常小的值，但是當向模型引入新的設計點時，誤差很大。 如果在RSM中使用完整的二次項，或者選擇所有實驗點作為RBF中的中心，則通常會發(fā)生過擬合。為了克服過度擬合，創(chuàng)建替代模型時通常使用回歸分析。本文采用逐步回歸技術（Wang and Jain 2003）。
此外，過度擬合也與錯誤標準有關。在本文中，引入了預測的誤差平方和（PRESS）（Kutner等人2004）標準
代替構造代理模型的誤差（SSE）標準的平方和。使用PRESS標準，替代模型僅適用于從n個實驗數(shù)據(jù)的n-1個點，并且對于剩余的一個，從該模型獲得預測。 PRESS標準產(chǎn)生了替代模型預測的良好指示，因為當模型不包括在回歸中時，模型給出每個點上的小殘差。替代模型的擬合優(yōu)度統(tǒng)計包括F檢驗和R平方（Kutner等，2004）。給定顯著性水平α，如果替代模型的F值大于F分布的臨界值，即如果F> F a，則認為替代模型是顯著的。 R平方度衡量替代模型的適應度是多少。在本文中，使用三個指標，即R平方R2，調(diào)整的R平方R2a和PRESS R平方R2 p。R2和R2a都在0和1之間，其值越接近于1，表示替代模型具有更好的擬合度。然而，考慮到自由度，R2 a是替代模型的擬合質(zhì)量比R2更好的指標。R2P取0到1之間的任何值，值越接近1表示替代模型的預測能力越好。如果三個指標都接近1，則替代模型的擬合和預測質(zhì)量是好的。
4優(yōu)化
4.1配方
總線主體的多目標優(yōu)化問題的形成如下：其中m是總線框架的重量; k t是扭轉剛度; σi是第i個關鍵點的von Mises應力;并且d j是第j個窗柱與剩余空間之間的入侵; xl和xu分別是設計矢量的上限和下限。觀察到總體最大應力的替代模型的精度差，因為最大應力的位置在設計變量發(fā)生變化時會發(fā)生變化增加響應的非線性。
因此，原始設計中應力值最高的幾個關鍵點用于捕獲最大應力。在本研究中選擇了原始設計中具有高應力值的六個關鍵點，如圖1所示。 9，用P1?P6注釋，相應的代理模型為σ1?σ6。根據(jù)ECE規(guī)則第66條，身體結構與剩余空間之間不應有入侵。翻車碰撞性分析的結果表明，碰撞側的窗柱具有侵入殘余空間的最大可能性。每邊有七個窗柱，如圖所示。 9，從前到后編號從1到7，每個柱和剩余空間之間的入侵分別表示為d 1，d 2，...，d 7。解決（ 6）是：
1.考慮到制造約束，如何從總線框架中的數(shù)百個欄中選擇最重要的變量，以減少問題的維度。
2.如何獲得結構響應比FE分析更有效，克服了翻車碰撞性非線性的難度。
3.如何在運行中實現(xiàn)多目標優(yōu)化問題的帕累托最優(yōu)解。以下三節(jié)介紹本文采用的相應技術，即基于分組策略和敏感性研究的變量選擇技術，基于DOE的代理模型 和大約模擬方法和多目標進化算法。
4.2變量選擇
由于總線主體的有限元模型是用殼單元構成的，所以結構的厚度被定義為可變的?？偩€上有數(shù)百個條，存在制造約束。因此，如果所有的厚度參數(shù)都被認為是設計變量，那么問題就太復雜了。為了降低復雜性，必須減少設計變量的數(shù)量?？紤]到制造約束，變量被分組。主要制造約束是對稱性和均勻性。因此，相應的結構由相同的設計變量描繪，以減少變量的數(shù)量。例如，如圖1所示。如圖10所示，深黑色的縱向和縱向條都具有對稱性和均勻性要求，因此，黑色黑色中所有縱向條的厚度可以定義為可變的，也就是稱為墊底。最后，總線框架的所有條都分開。
通過單個設計變量提取到81組砂。然而，并非所有變量對響應都是重要的，有一些變量會稍微影響響應，這可以忽略以進一步減少問題的維度。每個變量的意義可以通過敏感性研究來評估，描述如下。
其中[K]是系統(tǒng)剛度矩陣，{u}是未知位移矢量，{P}是施加的載荷矢量。然后位移的偏導數(shù)可以是
獲得如下。
在本文中，敏感度研究由MSC Nastran實現(xiàn)。扭轉剛度和最大應力響應靈敏度的結果如圖所示。 具有較大敏感度的設計變量被認為對響應更為重要，并將被選擇。盡管在已發(fā)表的文獻中已經(jīng)推導出了耐碰撞響應的敏感性（Pedersen 2003，2004），當使用明確的有限元來解決接觸問題時，獲得靈敏度仍然不容易（Forsberg和Nilsson 2007）。因此，在翻車碰撞中具有大應變能的鋼筋被認為是翻車安全性的重要結構。
最后，設計變量的總數(shù)減少到31.相應的結構如圖5所示。 12，其中包括大部分的縱向條，屋頂?shù)木暥葪l，兩邊的窗和門柱等。
4.3代孕模型
實驗點采用最佳拉丁超立方體設計進行采樣，通過有限元分析獲得真實的結構響應。逐步回歸技術是基于實驗數(shù)據(jù)實現(xiàn)的，用于創(chuàng)建替代模型。在本文中，RSM用于創(chuàng)建靜態(tài)響應的代理模型，即剛度和應力響應，并且HRBF用于構建碰撞響應的代理模型，即柱和殘余空間之間的入侵。之后，實施F檢驗，并計算出R平方，以評估模型的質(zhì)量。所有替代模型的信息如表3所示。
可以看出，F(xiàn)檢驗中所有替代模型的F值遠大于0.05的顯著水平的臨界F值，這意味著所有替代
型號很重要。此外，R2，調(diào)整后的R2和PRESS R2都接近1，這表明模型在實驗點上足夠準確，對預測也有好處。重量模型僅接近結構質(zhì)量，其不包括窗玻璃，車身面板或乘客等的質(zhì)量。由于設計變量是殼單元的厚度，所以權重模型是線性的，如下：其中β0 = m 0，這是所有非變量的權重
結構; βi =ρi A i，其中ρi是材料的質(zhì)量密度，A i是中表面的面積; n v是設計變量的數(shù)量。可以使用預處理軟件MSC Patran輕松獲得權重模型的系數(shù)。因此，DOE和逐步回歸是不必要的。為了驗證該模型，實驗點隨機生成，F(xiàn)E分析和線性模型分別獲得的重量分別為3,054.3 kg和3,054.4 kg，說明該模型是正確的。
4.4進化算法
基于人口操作，多目標進化算法（MOEAs）可以在單次運行中找到多目標優(yōu)化問題的均勻分布的帕累托最優(yōu)解。 NSGA-II（Deb等2000）是最流行的算法之一。在NSGA-II中，快速非主導分類方法基于帕累托最優(yōu)關系對群體進行排名，其中等級為1的個體是當前群體中非主導的解，然后擁擠距離分配過程計算距離為每個人的每一個人保持人口的多樣性。此外，引入了結合父母和子女人口的精英策略來改善融合。
然而，發(fā)現(xiàn)NSGA-II的融合仍有待改進（Sindhya等，2008）。因此，Su等人（2010）開發(fā)了一種進化算法AMISS-MOP（多目標優(yōu)化問題的自適應多島搜索策略），以提高NSGA-II的收斂和效率。在AMISS-MOP中，引入歸檔集以提高算法的效率，并開發(fā)了一種自適應多島搜索策略，以提高搜索帕累托最優(yōu)解的性能。在算法中，人口集中在M代的子空間中，其中子空間的中心位于非主導的前沿，子空間的范圍取決于中心個體周圍的個體的密度，M是根據(jù)中央個人的擁擠距離自適應計算。在本文中，NSGA-II和AMISS-MOP都用于解決總線主體的多目標優(yōu)化問題.
5結果
多目標優(yōu)化問題由NSGA-II和AMISS-MOP解決，其中群體大小和最大生成分別設置為100和300。通過兩種算法獲得的非主導方案如圖1所示。這表明NSGA-II獲得的非主導解決方案的擴散比AMISS-MOP更廣泛，但是AMISS-MOP的收斂是下降的，
比NSGA-II。在目前的研究中，選擇AMISS-MOP獲得的非主導優(yōu)化方案進行討論，如圖1所示。 14和表4，其中0＃設計是原始設計。可以看出，非主導的最優(yōu)解的重量在2,400kg和3,400kg之間，扭轉剛度在25kNm / deg至55kNm / deg之間。表4中的第一個設計具有最大的重量和剛度減少，即分別減少440 kg（15.39％）和13.85 kNm / deg（34.61％）。最后一個設計（25＃）擁有最大的剛度和重量增量，即分別增加了12.47 kNm / deg（31.18％）和463 kg（16.19％）。設計師可以從組根據(jù)偏好觀察到，在非主導優(yōu)化集合中存在嚴格優(yōu)于原始設計的三種解決方案（11＃，12＃和13＃設計），即重量較低但剛度大于原始設計。在本研究中，第11個設計被選為新的設計。第11個設計的設計變量被舍入為預定義的集合中最接近的離散值：根據(jù)最大生成，{1.0,1.5,1.75,2.0,2.5,3.0,3.5,4.0,5.0和6.0}設置為100，300。
通過兩種算法獲得的非主導方案如圖1所示。這表明NSGA-II獲得的非主導溶液的擴散比AMISS-MOP更廣泛，但AMISS-MOP的收斂性優(yōu)于NSGA-II。在目前的研究中，選擇AMISS-MOP獲得的非主導優(yōu)化方案進行討論，如圖1所示。14和表4，其中0＃設計是原始設計?？梢钥闯?，非主導的最優(yōu)解的重量在2,400kg和3,400kg之間，扭轉剛度在25kNm / deg至55kNm / deg之間。表4中的第一個設計具有最大的重量和剛度減小，即分別減少了440kg（15.39％）和13.85kNm / deg（34.61％）。最后的設計（25＃）擁有最大的制造要求來獲得最終設計。最終設計通過有限元分析驗證，結果如表5所示。表明最終設計優(yōu)于原始設計，其中重量減少了76公斤（2.66％），扭轉剛度提高了0.42％，最大應力降低了50 MPa（13.77％），在翻車碰撞過程中沒有入侵。最大應力位于關鍵點P4上，如圖3所示。證明使用六個“關鍵點”來捕捉最大壓力的策略效果很好。
6結論
總線主體的設計是一個多目標優(yōu)化問題，包括靜態(tài)和翻轉故障響應。由于耗時的結構分析，耐碰撞反應的非線性高和經(jīng)典方法的多個目標之間的沖突，難以解決這個問題。通過使用近似方法構建總線結構響應的代理模型并采用多目標進化算法來克服困難?？偩€機身的剛度和應力的代理模型采用響應面法建立，并且使用混合徑向基函數(shù)構建了翻轉碰撞中的入侵，其中采用PRESS誤差準則的逐步回歸技術來避免過度擬合。驗證表明，本文創(chuàng)建的替代模型具有良好的準確性。采用兩種進化算法，即NSGA-II和AMISS-MOP來解決多重異議優(yōu)化問題。結果表明，AMISS-MOP的收斂性優(yōu)于NSGA-II。選擇由AMISS-MOP獲得的帕累托最優(yōu)解的最優(yōu)解作為最終設計。結果表明，最終的設計大大提高了車身的性能。
附錄2：外文原文
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摘 要
大型客車由發(fā)動機、底盤、車身和電器設備等幾大部分構成。研究表明，大型客車車身約占整車質(zhì)量的30%～40%，在空載情況下，有70%的燃油消耗在車身質(zhì)量上，同時，車身是汽車各組成部分中唯一具有吸收碰撞能量能力的，在碰撞發(fā)生時通過合理變形對車內(nèi)乘員進行防護。因此對于大型客車車身的設計，能夠有效的提高車輛的動力性、燃油經(jīng)濟性和行駛穩(wěn)定性。
本文以KLQ6100G城市公交車為例，參照KLQ6100G城市公交車已有汽車底盤，用三維設計軟件（CATIA）對該公共汽車的車身造型、內(nèi)飾布置、乘客區(qū)布置等各種汽車布置進行設計與研究。在設計該車布置時，參考以往同類型設計研究方法，對該車的各部件裝飾形式進行了認真分析，并嚴格按照公共汽車制造標準進行設計。在能夠提高載客量的基礎上優(yōu)化外形設計，使其美觀大方，并且依靠內(nèi)部結構設計，提高乘客乘坐時的舒適性，增強乘客的乘坐體驗。
由于我國城市化進程的加速以及居住郊區(qū)化帶來的交通需求，大型客車在解決城市交通需求和市場需求的角度上變得越來越重要。對大型客車車身造型及總布置的研究，有利于我國城市公交的發(fā)展。在貫徹公共交通“安全、舒適、快捷、經(jīng)濟、方便”的基本原則下，本論文有一定的應用和參考價值。
關鍵詞：城市客車；CATIA；車身造型；總布置
I
ABSTRACT
Content: Large passenger cars from the engine, chassis, body and electrical equipment, and other major components. The study shows that the large passenger car body occupies about 30% to 40% of the vehicle quality, in the case of no load, 70% of the fuel consumption in the body quality, while the body is the only part of the car with the ability to absorb collision energy Of the collision occurred in the car through a reasonable deformation of the occupant protection. Therefore, the design of large passenger car body, can effectively improve the vehicle's power, fuel economy and driving stability.
This paper to KLQ 6 1 00G city bus, for example, with reference to KLQ 6 1 00G city bus has a car chassis, with three-dimensional design software (CATIA) on the bus body shape, interior layout, passenger area layout and other automotive layout design and research. In the design of the car layout, with reference to the same type of design and research methods, the car parts of the decorative form awakened a careful analysis, and in strict accordance with the bus manufacturing standards for design. In the process of theoretical analysis and modeling, learn the latest body design information, the design of repeated changes in the capacity to improve the basis of the volume to optimize the shape design, so beautiful and generous, and rely on the internal structure of the design to improve passenger comfort , To enhance the passenger's ride experience.
Due to the acceleration of the urbanization process and the traffic demand caused by the suburbanization, the large passenger car is becoming more and more important in solving the urban traffic demand and market demand. The study on the shape and layout of large passenger cars is conducive to the development of urban public transport in China. Under the basic principle of "safe, comfortable, fast, economical and convenient" for public transportation, this paper has certain application and reference value.
Keywords: city bus； CATIA,；body shape； total layout
目 錄
摘 要 I
ABSTRACT II
1 緒論 1
1.1 大型客車車身設計的研究現(xiàn)狀 1
1.2 我國城市公交車發(fā)展方向 2
1.3 本課題的研究內(nèi)容 3
1.4 本章小結 4
2 車身外部造型與總布置設計 5
2.1 空氣動力學特征在整車外形中的應用 5
2.2 汽車車身制圖 5
2.3 整車外形總布置設計 7
2.4 車身三維造型設計 10
2.5 本章小結 17
3 車身內(nèi)部總布置設計 18
3.1 人機工程學在整車內(nèi)部總布置中的應用 18
3.2 確定駕駛員座椅H點位置 21
3.3 儀表板設計 24
3.4 確定各操縱件的位置 26
3.5 乘客區(qū)座椅布置 28
3.6 本章小結 30
4 駕駛區(qū)三維造型設計 31
4.1 儀表臺造型設計 31
4.2 駕駛員座椅造型設計 33
4.3 操縱件造型設計 34
4.4 駕駛區(qū)各主要部件裝配 38
4.5 本章小結 38
5 乘客區(qū)三維造型設計 39
5.1 地板設計 39
5.2 乘客座椅及座椅支架造型設計 41
5.3 乘客區(qū)座椅裝配 42
5.4 本章小結 43
6 結論 44
參 考 文 獻 45
附錄1：外文翻譯 46
附錄2：外文原文 52
致 謝 54
V
大型客車車身設計
1 緒論
由于我國城市化進程的加速以及居住郊區(qū)化帶來的交通需求，大型客車在解決城市交通需求和市場需求的角度上變得越來越重要。對大型客車車身造型及總布置的研究，有利于我國城市公交的發(fā)展。
1.1 大型客車車身設計的研究現(xiàn)狀
國外汽車大公司和設計公司具備汽車創(chuàng)意和造型的能力，德國戴姆勒-克萊斯勒公司就開發(fā)過幾十至幾百種大型客車車身，積累了幾十年的大型客車車身開發(fā)經(jīng)驗。國外的學者在汽車輕量化研究和拓撲優(yōu)化研究方面，作了很多研究和試驗，取得了很多重要的成果。1951年德國凱斯鮑爾公司設計出承載式的客車車身結構，這種結構的開發(fā)技術最早源于飛機機身設計，當時該公司6名員工輕而易舉地把一個客車車身骨架抬起，這標志著客車車身結構的輕量化邁上新臺階。1993年，Kim.T.在1993年發(fā)表了關于客車車身結構優(yōu)化研究的文章，文中首先對客車車身的有限元模型進行彎曲剛度和扭轉剛度分析，然后提出了在車身質(zhì)量不增加的條件下提高車身剛度的結構優(yōu)化方案[1]。1995年,Kane等人分別用遺傳算法和蟻群優(yōu)化算法對金屬平板進行了拓撲優(yōu)化設計[2]；2010年，A.gauchia等人運用有限元分析、靈敏度分析和遺傳算法等技術對大型客車車身進行結構優(yōu)化[3]。
同時在國內(nèi)，許多學者在車身結構優(yōu)化方面，基于有限元分析，多體動力學分析和疲勞壽命分析結果，綜合考慮車身剛度、強度、振動、疲勞、碰撞安全性和輕量化也做了許多研究。2001年吉林大學的林松采用了梁、板殼和彈簧單元對某大型客車車身建立有限元模型，通過車身部分結構靈敏度優(yōu)化后將整車質(zhì)量降低了5.7%[4]。2003年，徐宏兵、葛如海等人運用有限元分析技術對大客車車身骨架進行輕量化設計，設計結果顯示車身實現(xiàn)減重5.08%[5]。2004年，陳茹雯運用ANSYS軟件對某大型客車車身進行了有限元分析并進行了拓撲優(yōu)化[6]。2004年，陳吉清、蘭鳳崇等人提出了概念開發(fā)階段的客車車身結構優(yōu)化分析方法，從而有助于在設計初期預測和完善整車性能，減少設計重復和縮短開發(fā)周期，為車身結構參數(shù)的選擇提供明確方向[7]。2010年，蘇瑞意、杜良進等人對客車車身骨架進行多目標優(yōu)化，優(yōu)化目標包括重量、剛度強度、模態(tài)和側翻安全性，優(yōu)化結果顯示整車質(zhì)量下降4.26%[8]。
1.2 我國城市公交車發(fā)展方向
最近幾年，我國發(fā)生了天翻地覆的變化，尤其是城市化越來越迅速，城市人口越來越多，從而居住范圍越來越廣，甚至一些大城市出現(xiàn)了衛(wèi)星城居住的現(xiàn)象，為此，我們要提供足夠的交通支撐。依據(jù)現(xiàn)有的交通條件，只有大力的發(fā)展公共交通事業(yè)才是解決問題的根本之道，城市公交為城市交通運輸提供了難以想象的作用。
（1）大型化
傳統(tǒng)鉸接式客車的面積大，轉彎半徑也大，所以在行駛時不靈活，有許多大城市已經(jīng)將其作為歷史產(chǎn)物而淘汰了，將逐步轉變?yōu)?1～12米長，能夠乘坐100～120 人的乘客的大型城市專用汽車，而不是大巴士。例如：雙層大巴成功的將的大容量和負荷對柔性彎曲這一沖突化解，做出了具有良好的視覺效果的大巴車，方便了旅游觀光乘客的游覽。香港的巴士有四千兩雙層巴士構成了香港的交通主題，但是北京、上海、天津、重慶、深圳城市選用的都將是選擇的雙層巴士。相信城市公共汽車也將逐步變成這樣。
（2）降低底盤
現(xiàn)如今，公共汽車低地板技術的應用越來越廣泛，它大大增加了公共汽車的穩(wěn)定性，從而在一定程度上也提高了它的舒適性。本實用新型技術使汽車重心有了一定降低，從而方便了那些乘坐的乘客，特別是孩子、行動不便的老齡人和身體殘疾的乘客。目前，中國的低底盤公交車還不被稱之為真正的低底盤公交車，因為對于前后橋問題，目前的技術尚不能解決，同時底盤懸掛技術也沒有得到解決。然而在歐洲，這一技術已經(jīng)在實際應用發(fā)揮了巨大的作用。目前，歐美汽車公司開發(fā)的采用了一種特殊的低地板車橋，空氣懸架，降低地板高度，使得低地板公交車成為著名的城市公交車的首選。結合我國的國情進行研究分析，最終得出當?shù)偷匕骞卉嚨匕甯叨刃∮?00毫米時為最適宜高度。
（3）高端舒適，提升檔次
公共汽車在配置動力裝置時，要選擇性能較好的發(fā)動機，發(fā)動機動力要大，扭矩選擇要大，最好是配備較低油耗較低排放，較低的油耗的發(fā)動機，然后還要保證車的內(nèi)飾較好，皮質(zhì)齊全，比如冷風暖器、使車內(nèi)可以按自身需要調(diào)節(jié)溫度，從而使車內(nèi)高端大氣，檔次得到提升，從而可以實現(xiàn)客車的多種用途。
（4）減少對環(huán)境污染
自從工業(yè)時代以來，人們的生產(chǎn)生活對地球環(huán)境造成了越來越大的破壞與污染。而汽車使用的柴油發(fā)動機雖然動力很大，但是他的大動力是由于它的高油耗，他的這個矛盾阻礙了高動力柴油發(fā)動機的發(fā)展，許多城市為了保證環(huán)境健康，從而抵制大功率柴油機的使用，近幾年來，誕生了許多以液化天然氣和壓縮天然氣為主要燃料的發(fā)動機，工業(yè)排放大大降低，降低了大約百分之六十，符合現(xiàn)有國家政策，是一個有前景的技術。因此綠色燃料汽車將逐漸占領汽車市場。
（5）汽車造型越來越新潮美觀
希望可以得到外形顏色鮮艷，外觀線條流暢，的車輛。因為這種車輛外觀可以直接反映現(xiàn)代城市風景人文，成為一個風景優(yōu)美的現(xiàn)代化城市的點綴，而且車輛的內(nèi)外裝修要求軟化處理，從而使人有種豪華車的感覺，表面安裝了大型雙曲全景玻璃，為旅游人群提供了便利。
（6） 汽車自動化程度更高
隨著現(xiàn)代智能化發(fā)展，公共汽車也要求愈來愈智能化愈來愈自動化，這樣不僅可以減少人力，而且還可以提升服務質(zhì)量，增強乘客體驗，而且GPS定位、導航、智能語音等等技術都可以増加公共汽車的可監(jiān)管性，最終提高客車質(zhì)量。
1.3 本課題的研究內(nèi)容
客車三大總成是是指發(fā)動機、 底盤、車身，客車車身在客車制造過程中也占據(jù)及其重要的地位。本文以K L Q 6 1 00G城市公交車為例，參照K L Q 6 1 00G城市公交車已有汽車底盤，用三維設計軟件（CATIA）對該公共汽車的車身造型、內(nèi)飾布置、乘客區(qū)布置等各種汽車布置進行設計與研究。在設計該車布置時，參考以往同類型設計研究方法，對該車的各部件裝飾形式進行了認真分析，并嚴格按照公共汽車制造標準進行設計。
本設計以KLQ6100G客車為依據(jù)，外形尺寸為10310×2440×2900（mm）（3100不含空調(diào)），座位數(shù)為31+1，額定載客量為76人，用于大型城市公交客車車身。一般客車使用壽命為8年到12年。
(1) 底盤有關數(shù)據(jù)
底盤為分段式底盤、發(fā)動機后置
軸距 5100mm
前懸 2260 mm 后懸 2950 mm
前輪距 2020mm 后輪距 1860mm
輪胎 9.00R20-14PR
(2) 底盤質(zhì)量參數(shù)
整備質(zhì)量參數(shù) 9400kg
前軸 3300kg
后軸 6100kg
允許最大總質(zhì)量 15000kg
允許最大前軸荷 5000kg
允許最大后軸荷 10000kg
該客車在總布置時采用了分段直大梁底盤，以降低地板高度。
該底盤的前端縱梁（z＝0）上表面離地高度為570 mm，后端離地高度870mm。在駕駛區(qū)地板骨架采用Q235 30×50×1.75的矩形鋼管作為橫梁。
1.4 本章小結
本章主要講述了我國城市公交客車的發(fā)展方向和市場需求，為了滿足這個需求，加快城市化建設步伐，在現(xiàn)有底盤的基礎上，結合KLQ6100G城市公交車的車身開發(fā)，對該車型進行車身造型設計和總布置設計。
2 車身外部造型與總布置設計
2.1 空氣動力學特征在整車外形中的應用
隨著汽車車速的提高其穩(wěn)定性安全性等可能會有降低，為了保持汽車高速行駛的穩(wěn)定性，且滿足汽車內(nèi)部通風降噪舒適性等要求，我們需要研究汽車的空氣動力性能?，F(xiàn)如今，對汽車動力性能的研究已經(jīng)成為關鍵的一步，且該性能的好壞已經(jīng)成為車輛好壞的一個指標。根據(jù)空氣流體學可知，隨著汽車外形的變化所受到的的阻力也不同，所以我們通過研究實驗希望可以得到在高速行駛下汽車受力的最優(yōu)解。通過研究，當汽車采用如下外形的時候可以減少阻力；
（1）棱角圓化
車身前成面與側面需要連集成箱體裝，如果使其過渡段圓滑過渡，這樣可以降低CD值來減小風阻。
（2）水槽形狀對阻力的影響
在窗口中的擋風玻璃和擋風玻璃的交叉點上的前風窗立柱，處于前方氣流流向兩側的拐角處。而圓滑過渡的立柱形狀，能減少因氣流分離產(chǎn)生的阻力。
（3）表面光潔
由氣體阻力的形成條件可知，當平面粗糙度大的時候，其受到的空氣阻力較大；當平面粗糙度較小，即表面為光滑表面時，其摩擦力較小，所以表面越光滑其上受到的空氣阻力越小，越有利于汽車的行駛。此外，汽車車身上的一些外部裝置應該盡可能地嵌入車身內(nèi)，而且可以采用曲面玻璃使其緊貼車身從而減小阻力。
2.2 汽車車身制圖
（1）首先要確定坐標系，在汽車的車身設計過程中，一般使用右手坐標系確定坐標。汽車的長度方向用X坐標軸表示，寬度方向用Y坐標軸表示，車身高度方向是用Z坐標軸表示。詳情如圖2-1。
圖2-1 車身坐標系
（2）坐標零平面的確定
一般情況下，框架梁的上緣沿框架的上邊緣平面為高度方向坐標的零平面。以零平面為基準，零平面上面為正方向，零平面下方為負平面。此設計零平面為基準平面，基準面為地面，以上為正，以下為負。
垂直于汽車理論中間線高度方向的零平面作為他的基準面，這基準面前方的為負方向，在這個基準平面的后方為正方向[9]。
（3）圖面布置
當人們繪制車身的樣圖時候，一般會規(guī)定一個方向，即從汽車右邊向左邊行駛過程中的方向規(guī)定為正方向，并且按照這個方向編制車身技術相關的文件。百分之一線標記坐標數(shù)值和坐標方向包括坐標線從零平面和7號函數(shù)值的大小，本文設計中坐標線間距設計為400mm。
（4）圖形標注
三維制圖軟件中標注應該嚴格按照繪圖標準，首先，標注的零線，其坐標尺寸大部分時候是從離他最近的地方標注出來，有時候也可以根據(jù)尺寸的基準標注出來，然后記住繪制導線先后之間是有一定聯(lián)系的，本文中設計圖形時采用了第一種方式，也采用了第二種方式。
2.3 整車外形總布置設計
2.3.1前圍布置
前圍布置首先要考慮車身強度，然后要考慮到駕駛員行進過程中的視野是否良好，最終使風窗面盡量最大化。其中前圍尺寸的設計應該參照具體標準。如圖2-2所示，在前圍裝置上要考慮到車牌的安裝，其安裝也要依靠一定的國家標準。
圖2-2 前圍布置圖
2.3.2左側圍布置
為增大玻璃表面積來提升視野范圍，側窗立柱采用垂直形式，做到工藝簡單。
在對客車進行左側的布置時還應考慮駕駛過程中左側車窗玻璃的設計，并且左右兩側的玻璃應對稱設計，以保證零件的互換性[10]。本論文中風窗下緣至地板表面距離為740mm。詳情如圖2-3。
圖2-3 左側圍布置圖
2.3.3右側圍布置
如圖2-4，右側車圍類似于左側車圍的設計方法，但是因為右側是車門所在區(qū)，是以根據(jù)《客車結構安全要求 GB 13094-1997》去設計車門大小，包括寬度和高度。
圖2-4 右側圍布置圖
2.3.4后圍布置
本論文后圍設計的倒梯形，優(yōu)雅的后門，沒有了以往客車后圍僵化呆板的感覺。為了更好的通風和散熱，在開放的跑道形輻射孔密集布置后，既美觀又熱，還能節(jié)省材料。后窗不宜太大或者太復雜，后排座椅靠背應盡量暴露盡量最小化，否則這樣會影響視覺效果，而且大大增加購買玻璃的成本。
如圖2-5所示,對于后圍造型中關于照明設施的置放，我們同樣依憑國家標準去設計它們彼此之間的尺寸以及在它們的置放方式。
圖2-5 后圍布置圖
2.3.5頂蓋布置
頂蓋為車身的車頂，它的橫向截面圖在圖紙上顯示為為三段圓弧。車身安全頂窗設計應按照規(guī)范。如圖2-6所示。
圖2-6 頂蓋布置圖
2.4 車身三維造型設計
2.4.1 前圍造型
前圍里布置著各種零件、燈具及商標，需要妥善處理車身表面形狀、前風窗玻璃形狀尺寸以及各種照明設施的關系[11]。
（1）前圍形面形成
前圍表面為曲形空間表面，如果從不同的部分切割空間曲面，并得到不同的切割線（截面線）。設計的前橫曲線由三段圓弧組成。豎曲線由兩條短弧組成。該輪廓是由水平曲線周圍的縱向曲線掃描，然后與兩側和頂部導出圓角。如圖2-7所示。
圖2-7 前圍曲面形成圖
（2）風窗玻璃面形成
風窗玻璃面是由前圍形面裁剪而成，做到與前圍區(qū)面聯(lián)系光滑，以此來降低風阻，并且保持客車車身前方美觀。如圖2-8所示，在ZX面做出折線，把折線以Y軸方向投影，剪切投影曲面。
圖2-8 前風窗玻璃面
（3）保險杠形面形成
剪切前圍上半部分并偏移下半形面，用連接面填充，如圖2-9。保險杠形成如圖2-10。
圖2-9 保險杠形面圖
圖2-10前圍保險杠圖
（4）燈具
前大燈由照明燈與信號燈組合而成，如圖2-11所示，先在ZY面做曲線，沿X軸投射到前圍，用投影線剪切該面并填補。
圖2-11 燈具形面形成圖
2.4.2 側圍造型
客車側圍包括前后側投影、車頂側投影，整體由側圍、輪、輪蓋和側邊組成。
如圖2-12，本設計中側面設計方法即為在軟件中用曲線投影拉伸。
圖2-12 側圍面形成圖
如圖2-13，XZ面草繪矩形，投射到面上，拉伸形面上投影線包圍的形面。
圖2-13 側圍風窗形成圖
2.4.3 后圍造型
后圍造型要求整體呼應。如今客車前后圍已向前薄后肥發(fā)展，以求達到呼應統(tǒng)一的體量感。
如圖2-14，后圍的繪制方法和前圍相似，也是由曲線拉伸而成的。然后再到出圓角。
圖2-14 后圍主要表面形成圖
如圖2-15所示，后圍保險杠成型同前圍，是由后圍主要形面偏移后中心再用面添補而成。
圖2-15后圍保險杠圖
如圖2-16，設計照明設施形面，ZY面做平面圖，向后圍面投影，剪切后圍基本形面，添補。
圖2-16 后圍燈具形面形成圖
2.4.4 頂蓋造型
如圖2-17，XY面做兩矩形投影，剪切形面，剩下的形面用來安放安全頂窗。
圖2-17 頂蓋形成圖
2.4.5 后視鏡及燈具的造型
（1）后視鏡
后視鏡中最重要的一點就是必須可以調(diào)節(jié)鏡子方向。具體設計為先繪曲線，作曲線垂面，在垂面畫閉合曲線，把曲線沿前一曲線掃描。
如圖2-18，安裝鏡面是用拉伸而成的。
圖2-18 后視鏡支架圖
如圖2-19，其后視鏡支架與鏡面局部結合的部分采用混和操作。
圖2-19 支架連接處圖
（2）燈具布置
包括前遠光燈前后霧燈等的一系列照明設施的安裝，國家標準系統(tǒng)都有嚴格的規(guī)定，我們應該按照標準嚴格的進行設計。
2.4.6 外部各形面裝配
選定主基準面，然后對總偏移參考基準面測量所有部件距離，選擇不同的面為基準能避免在修改過程中因一個平面的變化導致另一部分是改變表面一個基準裝配尺寸鏈誤差引起的錯誤。如圖2-20，選擇前基準面裝配一般基準面，左、右、頂、后壁依次裝配。
圖2-20 車身組裝圖
2.5 本章小結
本章主要研究了在CATIA軟件中設計客車外形圖需要做的一些具體注意事項。
其中客車結構主要尺寸為：乘客門與安全頂窗數(shù)量都為2；乘客門中點之間的距離為4757.5mm；安全頂窗相鄰兩邊間距為5995mm；乘客門的高度2160mm；乘客門凈寬830mm（單通道門）或1300mm（雙通道門）；安全頂窗洞口凈面積490×680=3332000mm2，均達到《客車的結構所需安全要求GB13094-1997》。
3 車身內(nèi)部總布置設計
3.1 人機工程學在整車內(nèi)部總布置中的應用
總體布局規(guī)劃必須要符合工效學的原理，滿足大多數(shù)人的身體結構，如此才能滿足消費者需求，方便操作，使使用者用著舒服安全。通過測量人體的各方面尺寸長短以及使用習慣，找到座椅形狀、方向盤布置等間最科學的搭配，如此才真正符合工效學的原理，滿足大多數(shù)人的生理結構[12]。
3.1.1 汽車駕駛員眼橢圓
（1）汽車駕駛員眼橢圓
眼橢圓即駕駛員坐在車中駕駛座位，他眼睛在車中的圖形，經(jīng)過統(tǒng)計分布即為橢圓形狀，故稱為汽車駕駛員眼橢圓。
（2）眼橢圓樣板
1）先畫眼橢圓的坐標線為X-X、Y-Y、Z-Z。
2）測量出H點調(diào)節(jié)量在水平方向為102mm，另外根據(jù)一些其他數(shù)據(jù)，確定左右眼橢圓中心位置。
3）畫長短軸。
長軸在側視圖和俯視圖上的傾角分別為－6.4o和5.4°。如圖3-1、圖3-2。
圖3-1 眼橢圓側視圖
圖3-2眼橢圓俯視圖
3.1.2 眼橢圓樣板在車身側視圖上的定位
（1）水平調(diào)節(jié)量得到確定以后，加上之前設計分析得出眼橢圓百分位，選擇最合適的樣板。
（2）如圖所示，現(xiàn)在車身H點上作出垂直線，并亮出638mm。然后在這個地方作出水平工作線，如圖3-3所示。
圖3-3 眼橢圓側視定位圖
圖3-4 眼橢圓俯視定位圖
3.2 確定駕駛員座椅H點位置
（1）H點人體模型
H點即人軀干與腿部相交的地方，H點人體模型如圖3-5。
圖3-5 H點人體模型
模型的組成部分如下：背盤、頭部探桿、臀盤等。其中臀盤適應人體背部特征。為了保證駕駛椅H點的設置符合駕駛員的操縱需求，需要在確定的過程中滿足工效學原理[13]。在背盤和臀盤相交的地方，設置有鉸接副，契合人體胯點處的結構，H點位于鉸接線的中心處。
（2）駕駛員座椅H點的確定
以身高175，體重70公斤的標準成年男子身材為例，得出H點坐標（-940，710，640）如圖所示。
圖3-6 駕駛員座椅H點
根據(jù)上文確定駕駛員視野如圖3-7、圖3-8所示。
圖3-7 駕駛員視野側視圖
圖3-8 駕駛員視野俯視圖
3.3 儀表板設計
客車儀表板可以傳達汽車運行狀況，關系到行車安全和工作環(huán)境。主儀表板包含水溫、機油壓力、制動報警、燃油表、車速表及里程表。其兩側有控制板，電源開關、燈光開關、門開（閉）開關等[14]。
相對于主儀表板，副儀表板一般用以安裝空調(diào)系統(tǒng)、電路板和駐車制動操縱設置等，位于靠近駕駛者窗戶的下沿，駕駛位置的左邊。
3.3.1 設計原則
（1）安全性
儀表板的布置形式、結構特點、材料品質(zhì)以及裝備的質(zhì)量影響駕駛質(zhì)量。為了儀表板的安全，大體上要考慮這幾個因素：
1)位于駕駛員面前的儀表板和內(nèi)護板，其形狀要使撞擊過來的力量達到最小。
2)出于駕駛員駕駛車輛時腿部使用靈活，必須要在儀表板下面有充裕地方，這樣在應對沖擊時，才可以保護其腿部。
3）受到?jīng)_擊后，控制和操縱部分仍然能夠使用，確?？蛙囘€是可以操作。
（2）操縱性
儀表板是傳遞指令的部件，為保證操作，具體有以下幾個方面可以考慮。
1）操縱裝置需符合工效學原理，例如變速桿與駕駛員位置的距離。
2）控制裝置便于使用與維修。
（3）美觀性
1）優(yōu)化造型。
2）線條吻合車身造型風格。
3）著色與整車內(nèi)部布置協(xié)調(diào)，材料質(zhì)地檔次高。
3.3.2 確定儀表板位置
駕駛員的伸及界面影響了儀表板的安裝位置，而伸及界面為橢圓空間曲面。
測量駕駛員可以對汽車的最大操作范圍，觀測出能夠影響人的觀測范圍的最主要位置是圖中所示駕駛室中的H點的位置，根據(jù)駕駛室的主要影響位置，我們能測量出駕駛室的次要影響位置，確定儀表臺的安裝位置為：副儀表板底面高度坐標為200mm，儲物箱平面長度坐標為-1785毫米，并與客車的橫向零平面相互對稱。位置如圖3-9、圖3-10。
圖3-9 儀表板長寬定位圖
圖3-10 儀表板高度定位圖
3.4 確定各操縱件的位置
3.4.1 定轉向盤的位置
行駛過程中，駕駛員主要是依靠手的運動以及手臂的運動來把握汽車方向盤，所以我們從這個角度出發(fā)，設計最有利于駕駛員操作的方向盤位置及尺寸，按照人體工程學設計[15]，參照《客車駕駛區(qū)尺寸GB / T 13053 -1991》，并且結合了人機學使之符合人體工程，具體布置如圖3-8。
3.4.2 客車踏板以及操縱桿的布置
結合人體工程學確定油門位置，按照相關標準《客車駕駛區(qū)尺寸GB/T 13053-1991》進行設計，設計尺寸如圖3-11、圖3-12。
圖3-11 踏板縱向布置圖
圖3-12 踏板橫向布置圖
總的來說，各部件位置是統(tǒng)籌相關的，它們的尺寸關系會直接影響駕駛員的駕駛操作，因此，人機工程學在這一部分的設計中是重中之重的考慮，需要完全滿足駕駛員的操縱條件。
3.5 乘客區(qū)座椅布置
本設計要求座椅布置為31＋1。
座椅分布合理的話，可以擴大車內(nèi)的站立區(qū)域的面積，從而增加客容量。
如圖3-13所示，八張座椅分別面對面安置在車廂兩側。
圖3-13 前輪罩上方座椅布置
如圖3-14，后輪罩座椅的布置為單側車輪罩上方2－2背對背安置。
圖3-14 后輪罩上方座椅布置圖
圖3-14 后輪罩上方座椅布置圖
如圖3-15，第三步是向面對上了年紀的老人、社會弱勢群體、身體情況不佳、孕婦以及殘疾人設置的專座，為了上下車方便這些座椅將安置在乘客后門對面。
圖3-15 老弱病殘專座布置圖
3.6 本章小結
本章在確定駕駛員座椅胯點基礎上定下儀表板的位置為儀表板下緣至地板表面距離500mm，并確定了方向盤和踏板位置，具體為：方向盤直徑484mm;角度為70°；方向盤最低點到座墊226mm；方向盤最外側到靠背375mm；方向盤中心到座椅中心為0mm；踏板中心到兩側障礙物距離130mm。座椅布置為同方向座椅間距740mm；面對面座椅間距1360mm；座墊間距560mm；座墊至側圍距離30mm，均達到國家標準尺寸。
4 駕駛區(qū)三維造型設計
4.1 儀表臺造型設計
主儀表板基礎部分設計如圖4-1。先草繪一橢圓封閉曲線并拉伸，封閉拉伸體并導圓角。
圖4-1 儀表板基礎部分形成圖
儀表板形面設計如圖4-2所示，利用弧長掃描，用形面成果剪切基本部分。
圖4-2儀表盤形面生成圖
按鈕平面如圖4-3，斜線拉伸平面使其與形面截交，填充截交線。
圖4-3 儀表板按鈕安裝平面形成圖
物件箱形成如圖4-4所示，將類橢圓封閉曲線拉伸并剪切掉靠近前圍的部分。
圖4-4 物件箱形成圖
副儀表板形成如圖4-5，作封閉曲線拉伸得到拉伸，封閉兩端，在上端面剪切一孔，向內(nèi)拉伸該孔邊線形成柱面，。
圖4-5 副儀表臺形成圖
4.2 駕駛員座椅造型設計
駕駛座是駕駛時接觸時間最長的部分，一張設計不合適的駕駛員座椅會令駕駛員在操縱過程中不舒適，提高了駕駛員的工作疲勞強度，而一張良好的駕駛員座椅則不然，它能令駕駛員在操縱時精神百倍，同樣在我們的駕照考試中第一環(huán)就是調(diào)整座椅，目的也是為了改善我們的操縱過程。
4.2.1 駕駛員座椅的結構尺寸要求
標準參考客車座椅QC/T 633-2000。
4.2.2 駕駛員座椅的造型設計
座椅上表面如圖4-6，用曲線沿直線拉伸。而圖4-7顯示的內(nèi)容為，將座墊兩側和前方平面相切并導圓角。
圖4-6 副儀表臺形成圖
圖4-7 駕駛員座椅座墊表面形成圖
如圖4-8所示為靠背型面形成圖。
圖4-8靠背形面形成圖
4.3 操縱件造型設計
各操縱件如下圖。
圖4-9 變速器操縱桿
圖4-10 加速踏板
圖4-11 制動踏板
圖4-12 離合器踏板
圖4-13 方向盤
圖4-14 投幣器
4.4 駕駛區(qū)各主要部件裝配
以座椅基準面為總基準面，依次組裝油門、剎車、離合器、變速器操縱桿、方向盤、儀表臺。
組裝后如圖4-15所示。
圖4-15 駕駛區(qū)軸側圖
4.5 本章小結
本章介紹了CATIA環(huán)境下儀表臺、駕駛員座椅等形成過程，并且對裝配尺寸進行了設計。駕駛員座椅的具體尺寸：座椅高436mm，寬470mm，深410mm；座墊角5°，靠背與座墊夾角94°；靠背高618mm，寬440mm。
5 乘客區(qū)三維造型設計
5.1 地板設計
地板設計的合理與否將影響到乘客是不是能在一個安靜的乘車環(huán)境中乘坐，而包含在地板設計中的踏步設計也是非常重要的一環(huán)，它能決定除有生活自理能力的成年人以外的上了歲數(shù)的老年人亦或是還在蹣跚學步的幼童能否方便不費力的上下車。
（1）地板高度
乘坐客車的人上下車的方便程度取決于地板的設計，其中最主要的是高度設計，關于地板高度應保證乘客在車內(nèi)能自由走動并且頭部不會與客車內(nèi)扶手與頂蓋碰撞。
降低地板高度或減少踏步級數(shù)可使上下方便。
如圖5-1所示，本設計配合低地板公交車專用，因此發(fā)動機懸置高度、變速器及后橋高度決定了地板高度。
圖5-1 地板高度和長度方向設計
（2）通道寬度
為了方便乘客在交通高峰期能夠順利在客車內(nèi)部來回走動并不發(fā)生擁擠踩踏的意外事件，因此通道寬度應盡量拓寬，如圖5-2。
圖5-2 地板寬度方向設計
（3）踏步的設計
不論是過高的踏板還是過低的踏板都會影響乘客的乘車體驗，尤其對于老弱病殘等社會弱勢群體來說更是如此，因此一個合理的踏板高度是非常重要的，應在保證一定深度的同時降低高度。本設計尺寸參照（GB 13094-1997）見圖5-1、圖5-2。
（4）作圖方法
確定客車地板高寬，如圖5-3所示，XZ面草繪出地板平面線，沿Y軸拉伸。
圖5-3 地板平面形成圖
地板臺階輪罩如圖5-4。
圖5-4 地板臺階輪罩形成圖
5.2 乘客座椅及座椅支架造型設計
乘客座椅的形狀同樣影響乘客的乘車體驗，座椅形狀的過程如圖5-5、圖5-6，用一側視封閉曲線沿Y軸拉伸，對靠背上部挖孔作為扶手，對孔導圓角得鏡像。
圖5-5 乘客座椅形面形成圖
圖5-6 乘客座椅外形
乘客座椅支架如圖5-7。
圖5-7 支架設計
5.3 乘客區(qū)座椅裝配
參照2.4.6節(jié)提及的原理，選定主基準面，然后對總偏移參考基準面測量所有部件距離，選擇不同的面為基準能避免在修改過程中因?qū)σ粋€平面的變化導致另一部分是改變表面一個基準裝配尺寸鏈誤差引起的錯誤，進行乘客座椅裝配。裝配后如圖5-8所示。乘客站姿與坐姿如圖5-9所示。
圖5-8 乘客座椅裝配圖
圖5-9 站姿與坐姿
5.4 本章小結
本章內(nèi)容主要對客車地板和座椅系統(tǒng)進行設計，同時完成裝配，具體尺寸如下：車內(nèi)高2180mm；高地板高640mm，一級踏步高370mm，一級踏步深638.4mm；通道寬550mm，通道地板坡度0°；踏步高270mm；踏步深400mm。乘客座椅高430mm，深400mm，寬440mm(單人座)或890mm（雙人座）；座墊角5°；靠背與座墊夾角93°靠背高800mm。
6 結論
本論文主要做的工作有：在CATIA環(huán)境下對客車外形、駕駛區(qū)、乘客區(qū)等造型；確定客車結構主要尺寸、駕駛員座椅胯點、儀表板、操縱件位置；得出駕駛區(qū)和乘客區(qū)以及地板等設計。具體如下。
（1）客車結構主要尺寸為：乘客門與安全頂窗數(shù)量為均2；乘客門中點之間的距離為4757.5mm；安全頂窗相鄰兩邊間距為5995mm；乘客門的高度2160mm；乘客門凈寬830mm（單通道門）或1300mm（雙通道門）；安全頂窗洞口凈面積490×680=3332000mm2。
（2）儀表板的位置為儀表板下緣至地板表面距離500mm，方向盤和踏板位置：方向盤直徑484mm;角度為70°；方向盤最低點到座墊226mm；方向盤最外側到靠背375mm；方向盤中心到座椅中心為0mm；踏板中心至兩側障礙物距離130mm；座椅布置為同方向座椅間距740mm；面對面座椅間距1360mm；座墊間距560mm；座墊至側圍距離30mm。
（3）駕駛員座椅尺寸：座椅高436mm，寬470mm，深410mm；座墊角5°，靠背與座墊夾角94°；靠背高618mm，寬440mm。
（4）地板設計：車內(nèi)高2180mm；高地板高640mm，一級踏步高370mm，一級踏步深638.4mm；通道寬550mm，通道地板坡度0°；踏步高270mm;踏步深400mm。乘客座椅尺寸：高430mm，深400mm，寬440mm(單人座)或890mm（雙人座）；座墊角5°；靠背與座墊夾角93°靠背高800mm。
本設計設計的大型客車尺寸均達到國家標準尺寸，并通過對其車身造型以及內(nèi)外部總布置的造型優(yōu)化和深入了解，設計出了更經(jīng)濟安全舒適的大型客車。
參 考 文 獻
[1]Kane,Couro,Jouve,Francois,Schoenauer,Marc.Structral topology optimization in linear and nonlinear elasticity using genetic algorithms.American Society of Mechanical Engineers,Design Engineering Division(Publication)DE.2010(9):385~392.
[2]Lan,F.,Chen,J.,Lin,J.Comparative analysis for bus side structares and lightweight optimization.Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers,Journal of Aut omobile Engineering,2012,10.
[3]A.Gauchia,V.Diaz,M.J.L.Boada,et al.Torsional stiffness and weight optimization of a real bus structure[J].International Journal of Automotive Technology.2010,11(1):41 -47.
[4]林松.客車車身改型設計有限元方法的研究及應用[D].長春:吉林大學,2012.
[5]徐宏兵，葛如海，王懷.大客車車身骨架輕量化改進設計[J].江蘇大學學報，2013,24（6）：25-28
[6]陳茹雯.某客車車身有限元分析及拓撲優(yōu)化.南京理工大學碩士學位論文.2014,7.
[7]楊志軍，吳曉明，陳塑寰，孟樹興.多工況約束下客車頂棚拓撲優(yōu)化.吉林大學學報.2016,3.
[8]蘇瑞意，杜良進，吳章斌，等.大客車車身骨架多學科協(xié)同優(yōu)化設計[J].機械工程學報.2010,46
（18）：128-133.
[9]宋群.基于全承載技術的純電動客車設計與研究[D].長春：吉林大學.2010.
[10]陳文第.客車制造工藝技術[M].北京:人民交通出版社,2012.10.
[11]中國標準出版社.汽車國家標準匯編(客車卷)[S].北京:標準出版社,2013.
[12]《汽車工程手冊》編輯委員會.汽車工程手冊(設計篇)[M].北京:人民交通出版社,2011:721-742.
[13]尤春風. CATIA V5機械設計[M].北京:清華大學出版社 2012.
[14]王望予.汽車設計(第3版)[M].北京:機械工業(yè)出版社.2010:157-178.
[15]龔微寒主編.汽車現(xiàn)代設計制造[M].北京:人民交通出版社,2015.
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附錄1：外文翻譯
公交車車身多目標優(yōu)化和基于替代模型的翻轉安全約束
Yong Huh,Hyung-lck Kim,In-Hwan Shin,Jae-Mean Koo and Chang-Sung Seok
韓國水原市長安洞成均館大學機械工程學院
摘要:在設計總線主體時，要考慮輕量，剛度，強度和翻車安全性能。在本文中，有限元（FE）首先建立包括總線車身的強度，剛度和翻車碰撞性的分析模型，然后通過物理測試進行驗證。基于FE模型，設計實驗，并根據(jù)實驗數(shù)據(jù)創(chuàng)建響應面法和混合徑向基函數(shù)的多個代理模型。之后，公共汽車車身的多目標優(yōu)化問題（MOP）被制定為目標是使重量最小化并使扭矩剛度最大化。巴士車身受到強度和翻車安全的限制。通過采用多目標進化算法來獲得Pareto最優(yōu)集，求解MOP。最后，選擇該集合的最優(yōu)解作為最終設計，并與原始設計進行比較。
關鍵詞：公交車車身，有限元分析，代理模型，多目標優(yōu)化
1介紹
輕型設計近年來引起了汽車制造商的極大關注。有兩種減輕車輛重量的方法，第一種方法是使用較輕的材料替代鋼，如鋁合金（Saito et al。2000），第二種方法是使用最佳設計方法。由于難以獲得剛度，應力和振動響應的靈敏度，許多研究者已經(jīng)研究了考慮剛度，應力和NVH（噪聲，振動和粗糙度）性能的車輛的最佳設計（Aguiar等2002; Lanet等人2004; Laxman等人，2009）。蘭等人（2004）分析了中型客車車身的結構強度，剛度和低階振動，并根據(jù)敏感性研究實施了結構優(yōu)化，以減輕重量。 Laxman等人（2009）開發(fā)了一種兩階段輕量化設計方法，其中第一階段是使用尺寸優(yōu)化技術將剛體和模態(tài)頻率約束最小化白車身（BIW）的重量，第二階段是改善屋頂由于工程經(jīng)驗，通過改變幾個部件的材料來破壞性能。
滾動碰撞分析非常重要，因為公共汽車和客車翻轉是最危險的事故類型之一。 因此近年來受到很多關注。 馬丁內(nèi)斯等人 （2003）根據(jù)考慮到乘員的統(tǒng)計數(shù)據(jù)和有限元（FE）分析，分析了翻車事故中的傷害類型。 Park和Yoo（2008）利用簡單的波束元素建模了一個總線車身的翻轉有限元模型，以減少模擬時間。 Guler等人 （2007）研究了座椅結構以及乘客和行李重量對翻車安全性的影響。
然而，由于非線性高，碰撞響應的敏感性不容易被發(fā)現(xiàn)（Forsberg和Nilsson 2007）。此外，碰撞分析是耗時的。因此，難以解決包括碰撞響應在內(nèi)的優(yōu)化問題。一種有效的方法是使用替代模型來代替碰撞響應（Redhe et al.2002; Craig et al.2005; Forsberg and Nilsson 2005）。代數(shù)模型由一系列基函數(shù)組成，可用于構建實際結構響應的全局或中等近似。
常用于已發(fā)表文獻的多種替代模型，例如響應面法（RSM）（Roux et al。1998），Kriging模型（Forsberg和Nilsson 2005）和徑向基函數(shù)（RBF）神經(jīng)網(wǎng)絡模型（Park和Sandberg 1993）等?；谔娲Ｐ停囕v的多學科設計優(yōu)化（MDO）包括耐撞性響應已被廣泛研究。Sobieski等（2001）和Craig等人（2002）構建了NVH的響應面模型和設計抗碰撞響應最優(yōu)車輛重量較輕。
車輛設計優(yōu)化問題通常有多個目標。多目標問題的最優(yōu)結果不是一個單一的解決方案，而是一組權衡解決方案，也稱為帕累托最優(yōu)解，帕累托集合或帕累托前沿。傳統(tǒng)上，多目標問題被解決為使用聚合方法的單個成本函數(shù)問題，例如加權和方法，其通過將每個目標預先乘以用戶定義的權重因子來將一組目標定標為單個目標。但經(jīng)典方法在運行中無法獲得多于一個的帕累托最優(yōu)解。此外，難以獲得均勻的帕累托最優(yōu)解的集合，例如，加權和方法中的權重向量的均勻選擇不一定在帕累托最優(yōu)前沿找到均勻的解，并且也找不到定位的解在帕累托最優(yōu)陣線的非凸部分（Deb 2005）。與古典方法不同，進化算法（EAs）可以直接用其基于人口的操作來解決多目標問題，并在運行中獲得全局最優(yōu)解。近年來已經(jīng)開發(fā)了各種各樣的EA。其中大部分是基于遺傳算法，例如NSGA-II（Debet al。2000），SPEA2（Zitzler et al.2001），PESA等。然而，還針對多目標優(yōu)化開發(fā)了其他相對較新的基于群體的演化算法，例如粒子群優(yōu)化（Coello et al。2004; Hart和Vlahopoulos 2010）和免疫算法（Tan et al。2008; Gong et al。2008）等.
基于代理模型，可以通過EA有效地解決包含碰撞響應的車輛的多目標優(yōu)化問題。 廖等 （2008）考慮了BIW（Body In White）作為目標的重量，加速特性和趾板入侵，全部由響應面法制定，并采用NSGA-II算法搜索帕累托最優(yōu)解。王等。 （2010）構建了使用粒子群優(yōu)化的車輛多目標優(yōu)化的碰撞響應（即敏感時區(qū)和吸收能量的加速度）的基于時間的元模型。
在目前的研究中，基于代理模型進行了集成總線主體的多目標優(yōu)化。重量應盡量減少，并且在靜強度和翻車安全性的限制下扭轉剛度將最大化。首先，公交車身體的有限元模型由殼單元構成，并通過物理測試驗證。然后，選擇殼單元的厚度作為設計變量。根據(jù)制造的對稱性和均勻性要求，將變量分組，然后根據(jù)敏感性研究進行篩選，以選擇最重要的變量。之后，使用實驗設計（DOE），即最佳拉丁超立方體設計（Park 1994）來探索設計空間。接下來，通過基于實驗數(shù)據(jù)的逐步回歸技術創(chuàng)建替代模型，其中使用響應面法和混合徑向基函數(shù)。最后，通過使用NSGA-II和AMISS-MOP算法解決了多目標優(yōu)化問題，并獲得了Pareto最優(yōu)解。選擇帕累托集合的最優(yōu)解作為最終設計，并與原始設計進行比較，以證明本文中使用的方法的優(yōu)點。
2 FE模型和驗證
2.1有限元模型
構建了總線框架的兩個FE模型。第一個模型是靜態(tài)分析，包括扭轉剛度分析和應力分析，如圖1所示。第二種模型用于翻轉分析，其中考慮了前后擋風玻璃和屋頂板的影響，如圖1所示。所使用的求解器分別是MSC Nastran和LS-DYNA。
本文使用的材料為合金鋼，彈性模量為210GPa，質(zhì)量密度為7.86×10 3 kg / m 3，泊松比為0.3，屈服應力為510 MPa。材料的塑性應變應力如表1所示。
在扭轉剛度分析中，前右空氣彈簧支撐件被迫上升5毫米，而后左軸空氣彈簧支撐件在后軸固定的同時被迫下降5毫米。然后，通過有限元分析獲得空氣彈簧支撐件的反作用力，扭轉剛度如下計算
其中f是反作用力，L是左右空氣彈簧支撐件的中心之間的距離，d是強制位移，即d = 5mm。
在應力分析中，考慮到最佳情況，其中考慮滿負荷，僅支撐三個輪胎，即前右輪胎是懸掛的，
掛起。為確保沒有塑性變形，最大應力應小于屈服應力。
在翻車防碰撞分析中，實施左側翻車，以獲得總線主體對剩余空間的結構入侵。根據(jù)歐洲經(jīng)委會
第66號（聯(lián)合國歐洲經(jīng)濟委員會1996年），巴士機構的任何一種結構均不得侵入剩余空間。
2.2驗證
為了確認有限元模型的準確性，公交車車身的靜態(tài)彎曲實驗和公交車段的翻車碰撞試驗進行了實驗。應該注意的是，測試用例與上一節(jié)提到的優(yōu)化情況不同。
圖3顯示了靜態(tài)彎曲實驗的場景，前后軸支撐，乘客和行李地板均勻分別裝載了1320公斤和840公斤。在這種情況下，對母線上四個位置的von Mises應力進行了測試，然后與FE模型給出的結果進行了比較。比較如圖1所示。 4，這表明模擬與實驗結果之間的差異很小。最大差異發(fā)生在第二個測試點，差異為10.67％。因此，本文建立的靜態(tài)FE模型被認為是足夠的。
總線部分的翻車碰撞試驗是以歐洲經(jīng)委會第66號作為指導。兩個加速度傳感器位于前柱和后柱抵靠碰撞側。通過測試和仿真獲得的加速度在圖1中進行了比較。這表明兩條曲線的趨勢相同，峰值加速度值接近。圖6顯示了母線段最終變形的比較。這表明變形是相似的。為了量化比較變形，柱子的變形角度（見圖7，也表明具有高應變能的區(qū)域）進行了測量和比較。 表2顯示了兩個傳感器的峰值加速度值和平均變形角度。 這表明，翻轉模擬和測試之間的最大差異為16.4％，因此本文建立的翻轉有限元模型被認為適合于優(yōu)化設計。
3近似方法
輸入數(shù)據(jù)與工程設計問題的輸出響應之間的真實數(shù)學關系通常太復雜，無法獲得。因此，響應通常通過物理測試或FE分析獲得。然而，這兩種方法都是耗時的，