汽車打包機門蓋有限元分析及優化設計

張　婷，章泳健，戴國洪，3

（1.江蘇理工學院 機械工程學院，江蘇 常州 213001；2.常熟理工學院 機械工程學院，江蘇 常熟 215500；3.江蘇省機電產品循環利用技術重點建設實驗室，江蘇 常熟 215500）

汽車打包機門蓋有限元分析及優化設計

張婷1，章泳健2，戴國洪2，3

（1.江蘇理工學院 機械工程學院，江蘇 常州 213001；2.常熟理工學院 機械工程學院，江蘇 常熟 215500；
3.江蘇省機電產品循環利用技術重點建設實驗室，江蘇 常熟 215500）

針對某汽車打包機門蓋的結構特點，運用有限元分析技術并結合優化設計方法，建立了門蓋的有限元計算模型，進行了高級非線性分析，給出了門蓋在額定載荷時的位移和應力分布情況，指出了門蓋的薄弱環節，并對門蓋的幾何參數進行靜態特性的靈敏度分析.在此基礎上，確定了門蓋主要設計參數的變化對門蓋應力的影響規律.通過修改設計參數對門蓋進行結構優化，使門蓋結構既滿足設計要求，又達到質量輕、成本低的目的.

打包機門蓋；有限元分析；靈敏度分析；優化設計

汽車打包機是用于將廢舊汽車的外殼冷態束塊打包，使之形成緊密的長方體包塊，便于儲存和運輸的重載工程機械［1］，如圖1所示.門蓋作為打包機的重要運動部件，在工作循環中主要用來預壓物料，使料箱形成封閉的壓縮室，其力學性能直接影響打包機的工作可靠性與使用壽命.目前，門蓋的設計主要依賴工程師的設計經驗，對筋板的數量、厚度及布置位置等參數對性能的影響沒有進行深入研究，從安全的角度出發，結構設計得比較粗笨，存在較大的結構優化空間.

圖1　汽車打包機的三維模型

由于不同車型的汽車外殼結構不同，選用的材料也不同，同時門蓋與汽車殼體之間的接觸過程非常復雜，涉及到大位移、大變形等非線性問題，采用理論計算方法難以獲得門蓋在工作過程中的應力分布情況.本文運用SIEMENS NX軟件作為研究工具，對打包機門蓋及車殼簡化模型進行建模，并運用其集成的NX NASTRAN軟件對反映打包過程的接觸計算模型進行高級非線性結構分析.然后在靈敏度分析的基礎上繼續對門蓋進行結構優化，使設計更為合理，降低制造成本、減少原材料的浪費.采用有限元法對門蓋進行結構分析，可獲取其在工作狀態下的應力、變形的分布規律，從而指導門蓋的結構設計與優化.

1　建模與受力分析

門蓋在工作時與汽車殼體之間的接觸過程非常復雜，不僅涉及到接觸、大位移、大變形等非線性問題，而且由于不同車型的汽車外殼結構不同，選用的材料也不同，所以研究時必須考慮汽車殼體模型.由于研究的主體是門蓋，而推動門蓋的主動力已知，汽車殼體只是力傳遞的邊界條件，所以引入汽車殼體的簡化模型.汽車殼體采用一般小轎車大小4500×1750×1300的簡化模型，其材料模型采用線彈性模型，彈性模量取相比結構鋼較小的值，這樣既可以模擬在壓縮過程中出現的較大變形，又避免引入材料非線性影響計算效率，同時對門蓋的應力和變形計算影響很小.

根據門蓋的結構形式和特點，CAE建模時采用殼單元（Shell Element）來劃分網格.在不影響分析結果的前提下對門蓋進行了必要的簡化，如忽略了螺紋孔、圓角及倒角等特征，從而提高有限元模型的質量、減小模型的計算規模.分析模型如圖2所示.

在工作過程中，門蓋主要受到油缸的推力和物料的反力，其中油缸的推力為主動力.油缸對門蓋的推力方向沿油缸的軸線方向，取油缸與水平方向夾角為α，則油缸對門蓋推力F在水平、豎直方向分力分別為：Fx=F sin α Fy=F cos α

由打包機模型可知，門蓋在關閉的過程中，隨著α越來越小，門蓋對物料的豎直壓力也減小，因此取門蓋與汽車殼體剛接觸時即豎直分力最大為極限邊界條件.

圖2　分析模型

2　有限元分析

門蓋閉合過程中，門蓋與汽車殼體之間存在接觸非線性.同時，工作過程中汽車殼體的剛度不是恒定的，它隨著變形的大小而變化，即存在幾何非線性.因此本文作SOL601，106高級非線性靜力學分析.非線性分析和線性分析相比，非線性分析的計算時間和計算機存儲量要大得多，而且在數值計算方法和求解參數的設定上有較大區別［2］.

邊界條件包括載荷、約束和仿真對象［3］.在門蓋的左右軸套上分別施加軸承力，力的大小為800 KN，方向為沿著油缸的軸向，指向門蓋.在汽車殼體的底部作固定約束、門蓋的旋轉軸處作銷釘約束.同時，忽略門蓋組件各結合面之間的接觸變形，近似將各接觸部分看作剛性接觸，在FEM下為門蓋的各邊、面之間添加1D連接［4-5］.門蓋與汽車殼體之間的接觸是非線性的，在仿真模型下，定義高級非線性接觸，汽車殼體作為“源區域”，門蓋底板作為“目標區域”，“接觸參數”保持默認.有限元計算模型如圖3所示，分析結果如圖4所示（只顯示門蓋）.

圖3　有限元計算模型

根據圖形可知門蓋最大等效應力為170.76 MPa.應力主要集中在門蓋的左右軸套上，即油缸與門蓋連接處.門蓋的材料為Q235號鋼，屈服強度為235 MPa，可見在該工況下門蓋滿足強度要求.

3　優化設計

有限元分析的最終目的是進行優化設計，現在需要對門蓋結構進行優化，優化的目標是模型的重量最?。?-7］.約束條件是在不改變門蓋模型網格劃分、邊界約束和載荷大小，并能滿足強度要求的前提下，控制最大等效應力值不超過材料屈服強度的70%（約165 MPa）.

3.1筋板的布置

根據分析結果可知，應力主要分布在左右軸套處，大部分的筋板受力極小，因此，可通過布置筋板的分布進行優化設計.為便于加工和裝配，門蓋筋板布置采用均勻分布的方式.設計變量為筋板的數量，原結構中單行設置的筋板數量為10，考慮減重的目標及結構的穩定性，取筋板數量為3-7.

圖5為筋板數量與門蓋最大應力和位移關系，圖6為不同筋板數量對應底板的應力分布圖.結果表明筋板數量對門蓋的最大應力（軸套處）影響較小，對門蓋底板的應力分布位置影響較大.底板最大應力發生在門蓋油缸軸線方向上的臨近筋板與主橫筋板接觸處，最大應力為N=4時σmax=61.52MPa.綜合考慮最大應力、最大位移和底板的應力分布，以及實現減重的目的，確定新結構的筋板數量為4.

3.2筋板厚度的優化

圖4　門蓋位移和應力分布

圖5　筋板數量與門蓋應力、位移關系

圖6　筋板數量與底板應力分布

3.2.1靈敏度分析

靈敏度分析是為優化設計做鋪墊.通過靈敏度分析可以確定模型各參數對輸出結果影響的大小.在模型校正過程中重點考慮對輸出結果影響較大的參數，排除那些對輸出結果影響很小的參數，這將在很大程度上減小模型校正的工作量，提高優化設計的效率［8-9］.

NX高級仿真中幾何優化模塊下提供了全局靈敏度解算方案.設計目標為門蓋的重量最小，約束條件為門蓋的最大應力，設計變量為筋板厚度.為便于加工與安裝，門蓋結構中相同結構的尺寸應保持一致.筋板厚度參數主要包括底板厚度T1、主橫筋板厚度T2、橫筋板厚度T3、豎筋板厚度T4、軸套厚度T5、前板厚度T6、門蓋耳套幫板厚度T7和其他筋板厚度T8.對上述筋板厚度進行全局靈敏度分析，獲得各參數對設計目標影響的全局靈敏度曲線，最后將所有靈敏度曲線調整到一幅圖表中進行比較，根據各參數的全局靈敏度曲線的斜率大小判斷設計參數對設計目標的靈敏程度，最終確定T1、T2、T3、T4.根據各參數對約束條件的影響曲線，確定T5.全局靈敏度曲線如圖7所示.

由圖7（a）可知底板、主橫筋板、橫筋板及豎筋板的厚度對門蓋的重量影響較大，其中底板的影響最大.由圖7（b）可知軸套的厚度對約束條件的影響最大.為提高門蓋強度以及減輕門蓋的重量，主要對底板、主橫筋板、橫筋板、豎筋板厚度進行減小，同時適當增加軸套的厚度.

圖7　厚度T的靈敏度曲線

3.2.2尺寸優化

尺寸優化是建立在數學規劃論的基礎上，在滿足給定條件下達到最佳經濟技術指標［10］.NX高級仿真結構優化的解算器采用的是美國Altair公司的Altair HyperOpt，它擁有高效、強大的設計優化能力.

表1　各參數的取值范圍

結合以上分析結果，進行筋板數量等于4時筋板厚度的優化分析.在“幾何優化”對話框中作如下設置：①定義目標：重量定為最??；②定義約束：門蓋上的最大等效應力為165 MPa；③定義設計變量見表1；④控制參數：選擇最大迭代次數為20.

表2　優化前后結果對比

經解算，找到最佳方案：底板厚度由原來的52 mm修改為45 mm，主橫筋板厚度由原來的50 mm修改為45 mm，橫筋板厚度由原來的25 mm修改為20 mm，豎筋板厚度由原來的20 mm修改為16 mm，軸套厚度由原來的34.5 mm修改為35.2 mm，為了便于生產，將軸套的厚度圓整為35.5 mm.優化后與優化前的分析結果對比見表2.

從計算結果可看出，優化后的門蓋強度得到明顯提高.另外，重量由原來的10496 kg降低為8786 kg，減重17.2%，取得了優化設計的預期效果.

4　結論

通過對汽車打包機門蓋的有限元計算模型進行非線性分析，得出了門蓋在額定載荷下的應力和位移情況.從門蓋的應力云圖的動態顯示過程可直觀地找出門蓋的薄弱環節，為門蓋的結構優化提供了依據.通過對門蓋主要設計參數的全局靈敏度分析，給出了對門蓋重量影響較大的參數，提高了優化設計的效率.通過對門蓋結構的優化設計，提高了門蓋的強度，減輕了重量，降低了生產成本，取得了優化設計的預期效果.

［1］阮景能，賀元成，徐俊.基于150t打包機壓頭結構的優化設計［J］.現代機械，2012（1）：51-53.

［2］沈春.UG NX 7.0有限元分析入門與實例精講［M］.北京：機械工業出版社，2010.

［3］朱崇高，謝福俊.UG NX CAE基礎與實例應用［M］.北京：清華大學出版社，2010.

［4］李春亭.NX CAE應用實戰案例精粹［M］.北京：電子工業出版社，2009.

［5］賈蕭，章泳健，戴國洪.龍門剪切機料箱的結構分析與優化［J］.組合機床與自動化加工技術，2014（9）：29-32.

［6］童欽，孟廣耀，黃居鑫，等.UG和ANSYS結構優化設計比較［J］.裝備制造技術，2014（6）：115-117.

［7］張新明，周文明，周東偉.基于UG的三輪汽車轉向聯板有限元分析及優化設計［J］.農業裝備與車輛工程，2014，52（7）：68-70.

［8］周孜亮，王貴飛，叢明.基于ANSYS Workbench的主軸箱有限元分析及優化設計［J］.組合機床與自動加工技術，2012（3）：17-20.

［9］叢明，房波，周資亮.車-車拉數控機床拖板有限元分析及優化設計［J］.中國機械工程，2008，19（2）：208-213.

［10］郭壘，張輝，葉佩青，等.基于靈敏度分析的機床輕量化設計［J］.清華大學學報，2011（6）：846-850.%

Finite Element Analysis and Optimization Design of the Door Cover of a Car Baler

ZHANG Ting1，ZHANG Yong-jian2，DAI Guo-hong2,3
（1.School of Mechanical Engineering,Jiangsu University of Technology,Changzhou 213001,China；2.School of Mechanical Engineering,Changshu Institute of Technology,Changshu 215500,China；3.Jiangsu Key Laboratory of Recycling and Reuse Technology for Mechanical and Electronic Products,Changshu 215500,China）

According to the structure of the door cover of a car baler，this paper established the finite element （FE）model and presented the advanced nonlinear statics of the door cover by means of FE method.The displace?ment and stress distribution of the door cover with full load were given,and the weaknesses of the door cover were found.And the sensitivity analysis based on statics performance of the geometrical parameters of the door cover was performed.Furthermore,the Von Mises affected by the value of the chief parameters of the door cover were confirmed.Finally,the door cover was optimized by modifying the design parameters.As a result,the struc?ture of the door cover meets the design requirements and reaches the purpose of light weight and low cost.

the door cover of a car baler；finite element analysis；sensitivity analysis；optimization design

TP391

A

1008-2794（2015）02-0013-05

2014-12-07

江蘇省科技支撐計劃項目“報廢汽車材料回收工藝及裝備關鍵技術研究”（BE2013060）

通訊聯系人：戴國洪，教授，工學博士，碩士生導師，研究方向：數字化制造工藝、機械產品循環利用與裝備技術，E-mail：dgh@cslg.cn.