基于Hyper Mesh的客車轉向機支架的優化設計

楊小見，楊 勝，寧忠翼，郝守海

（東風汽車有限公司東風商用車技術中心，武漢 430056）

為使東風某全承載結構的插電式混合動力城市客車實現整車輕量化，達到提高整車燃油經濟性的目標，對轉向系統轉向機支架進行優化設計，減少重量。由于轉向機支架的強度與剛度會影響到轉向系統的性能，其強度與剛度不足，會引起前輪擺振、前輪轉向反映遲鈍、方向盤自由間隙大等后果[1-2]。因此在設計中，基于HyperMesh軟件的有限元分析，在滿足強度、剛度前提下對轉向機支架進行優化設計，實現輕量化。

1 轉向機支架的初始方案及分析

1.1 初始結構及網格劃分

因前懸較長和采用超低地板結構，轉向系統采用臥式轉向機布置形式。考慮到全承載車身底架的結構特點，參考以往車型，確定轉向機支架采用板式結構，焊接在固定梁上。初始設計方案如圖1所示。

轉向機支架采用板材，三邊翻邊彎折后焊接在固定梁上，結構簡單，固定也穩固，但是質量比較大，未達到整車輕量化的設計目標。因此，先從布置形式上著手，在確保轉向機有足夠的前后安裝、拆卸維修空間和最小的離地間隙的前提下，盡量減少轉向機支架的前后跨度和上下高度，從結構上使支架外形輪廓最小，重量較輕，得到轉向機支架的初始設計結構如圖2所示，重11.2 kg。

運用HyperMesh軟件對該支架初始設計結構的剛度和強度進行分析[3]，支架材料特征如下表1所示。

表1 轉向機支架的材料特征

利用設計軟件Pro/E 3.0把轉向機支架的三維實體模型轉換成HyperMesh軟件可讀的IGS文件格式。然后打開HyperMesh分析軟件，導入轉向機支架IGS模型，并建立材料特征和組件集合。

轉向機安裝面和翻邊彎折焊接面都采用了四邊形偏移生成六面體法劃分網格。為了更準確地對其結構進行模擬，單元類型為三維實體單元（PSOLID）,以六面體網格為主，也有少量五面體和四面體網格。網格劃分單元共有節點（node）119 946個，單元（element）96 914 個。

1.2 邊界條件及載荷

根據轉向機支架與其固定梁的連接方式，如圖1所示的三邊焊接在固定梁上，約束轉向機支架與固定梁焊接部分的六個自由度[4]。

轉向機支架主要承受來自轉向機的力和力矩。在有限元分析的模型中，整個轉向機可以看成一個剛體，可采用RBE2剛體單元進行模擬。首先分別將轉向機安裝面上的四個螺栓孔與轉向機輸出軸上垂臂的固定安裝處a點進行剛性元連接，然后將a點與轉向垂臂和拉桿連接受力處b點（球銷中心點）進行剛性元連接[5]。在b點施加一定的力就可以模擬轉向機支架的受力情況了。

該客車轉向垂臂b點的受力計算如下：

由于客車（汽車）在原地轉向時，輪胎阻力矩遠大于其他狀態所受的力矩，故采用原地轉向狀態計算垂臂的受力情況。原地轉向時，輪胎阻力矩按V·E·GOUGH推薦的經驗公式計算[6]，即：

式中，Mk為輪胎阻力矩，N·m；μ為地面與輪胎之間的滑動摩擦系數；G為轉向軸負載，N；P為輪胎氣壓，Pa。

再根據轉向拉桿系統和前橋梯形機構的傳動比及傳動效率，計算得到轉向垂臂所受到的力矩值Mp，由垂臂所受的力矩和垂臂長度就可以算出垂臂c點受到力的大小F。

式中，Mp為作用到轉向垂臂上的力矩，N.m；IT為梯形機構傳動比；ηT為梯形機構效率；ID為拉桿機構傳動比；ηD為拉桿機構效率；L為垂臂長度，m。

代入以上參數，算出該客車的轉向垂臂c點受到的力F=13 000 N，這個力遠遠大于由轉向機的重力（400 N左右）和其輸入軸所受到的力。因此，為了方便計算，忽略轉向機重力和其輸入軸的輸入力，施加到轉向機支架上的載荷可以看成F=13 000 N。

為了簡化轉向機支架受力情況，分兩種工況：垂臂受向前的推力、受向后的拉力。受力方向也簡化成平行于支架方向。

1.3 計算結果分析

施加約束和載荷后，運用求解器求解，得出轉向機支架變形云圖和應力分布云圖，應力分布云圖見圖3。

根據有限元分析結果，在轉向機受到極限扭矩（即垂臂受到極限拉力或推力）的作用下，轉向機支架的最大變形是0.041 mm，最大應力為116 MPa。最大應力是螺栓孔處，因螺栓孔處的模擬連接與實際有差異，容易產生應力集中，故除去螺栓孔內層的最大應力值，取其附近的最大應力值110 MPa。

最大變形量遠小于0.5 mm（經驗值），最大應力遠小于材料的屈服極限510 MPa。可見轉向機支架初步設計方案的強度和剛度遠遠超過設計要求，顯然存在材料浪費的問題，具有很大的減重的空間。因此，為了減少材料，節約成本，減輕重量，需對其進行拓撲優化分析，并優化設計轉向機支架。

2 輕量化設計

2.1 拓撲優化分析

經過以下步驟進行拓撲優化分析[7-9]：

建立優化變量和空間；定義優化位移響應；定義優化體積響應；定義位移約束條件；定義優化目標函數；進行拓撲優化；查看拓撲優化結果。該轉向支架初始結構的拓撲優化結果如圖4所示，可見具有很大的減重空間。

利用拓撲模型，對轉向機支架進行優化設計，改進結構，減少質量，并對新支架進行有限元分析，確保其強度和剛度滿足設計要求。

根據上述分析結果和經驗，進一步對轉向機支架進行優化。支架厚10 mm不變，除去翻邊結構，平板支架焊接在固定梁上，并在支架內部受力較小的地方設計減重孔，如圖5所示，新支架只有6.5 kg。

2.2 驗證優化效果

按照以上方法重新進行有限元分析，優化后的轉向機支架的應力分布云圖如圖6所示。

轉向機新支架的最大變形是0.053 mm，螺栓孔最大應力為114 MPa，取其附近的最大應力值112 MPa。可以判斷優化后的轉向機支架強度和剛度仍滿足要求。

對于全承載結構的客車而言，采用這樣的轉向機支架及固定方式，轉向機的受力比較復雜，本文只是簡化模擬，故保留一定的安全系數取4.55（510/112），大于經驗值3。當然，本文也只是從靜態受力角度對轉向機支架進行有限元分析，要完全驗證還需要實車試驗。

3 結束語

經以上有限元分析、拓撲優化設計后，在客車板式轉向機支架的強度和剛度滿足性能要求的前提下，質量從11.2 kg減少到6.5 kg，減輕41.9%，實現了輕量化設計的目標。可見，在轉向機采用新的布置形式和支架采用新結構的情況下，利用HyperMesh分析轉向機支架受力變形和應力分布情況，并參考分析結果指導優化設計，這對設計工作有很大的幫助，也具有一定的指導意義[10]。利用CAE分析并優化設計汽車各系統零部件，減輕質量，對實現各系統輕量化有重要意義。若優化設計運用到整車設計上，整車質量必然降低很多，有利于提高整車燃油經濟性[11]。

[1]余志生.汽車理論（第4版）[M].北京：機械工業出版社，2006.

[2]陳家瑞，馬天飛.汽車構造（第5版）[M].北京：人民交通出版社，2006.

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