某板簧支架的結構優化設計

蔡啟培，高　沛，竇廣韜

(1.太原理工大學，山西　太原　030024;2.山西職業技術學院，山西　太原　030006)

0　引言

板簧支架是連接車架與板簧的零件，傳遞二者之間的相對運動和作用力，受到來自板簧方面的載荷，較容易破壞，其工作的可靠性直接決定了車輛在行駛過程中的安全性，對其結構設計的強度要求很高[1]。因此，經過重新設計，建立有限元模型并進行優化，驗證模型的安全性是有實際意義的。

1　板簧支架的輕量化

面對資源的不足和多方面激烈的競爭，輕量化的設計勢不可擋。據報道，大部分車輛的車身質量大約占全部質量的2/5～3/5，可見輕量化的設計對于節約材料、減輕車輛本身的重量是非常重要的[2-3]。輕量化設計的主要目的是在確保穩定提升車輛性能的基礎上，對各零件進行優化設計。在保證強度和安全性能的前提下，盡可能地降低質量，提高整體性能。目標驅動優化和拓撲優化都能為輕量化設計提供參考，板簧支架的優化流程如圖1所示。

2　板簧支架有限元模型建立

在建立模型之前，應該首先考慮以下幾個問題：①與車架連接的安裝孔的大小、位置的變化；②與車架連接的安裝面的變化；③卷耳、吊耳的安裝孔位和安裝面的變化；④安裝部分與車架安裝面、安裝孔位的變化，以及其他可做調整的地方。通過上述分析及考慮加工工藝等多方面的因素，在SolidWorks中建立板簧支架的參數化初始模型，考慮到后續分析的因素，初步對結構剛度影響微弱的部分進行合理的刪除。如果將模型直接導入ANSYS Workbench中會出現參數丟失的現象，而ANSYS Workbench只能識別以“DS_”為開頭的關鍵字，因此在導入驅動參數前，需要對尺寸進行重新命名，才能實現參數的共享[4]。將模型導入后，首先設置參數：材料為45鋼，彈性模量E=211 GPa，泊松比為0.269，密度為7.8×103kg/m3，屈服強度≥355 MPa，抗拉強度≥600 MPa[5]。由于板簧支架模型結構復雜，因此，板簧支架采用智能劃分網格中的六面體主導法，首先生成面網格，然后得到六面體網格。

圖1　板簧支架優化流程

3　板簧支架的結構優化設計

3.1　目標驅動優化設計

3.1.1數學模型

(1) 確定設計參數。在建立模型后，必須保證安裝孔的位置和大小不變以及裝配空間不變，只將零件的幾處壁厚作為優化的輸入參數。如圖2所示，將板簧支架的厚度H1、H2、H3作為設計參數，即:Y=[H1H2H3]T。

(2) 輸出參數。將板簧支架質量M最小，且板簧支架厚度改變后最大等效應力小于材料許用應力作為優化目標，得出最后的數學模型為：

Y=[H1H2H3]T.

(1)

minM=f(Y).

(2)

σmax≤[σ].

(3)

其中：σmax為結構最大應力；[σ]為許用應力。

圖2　設計參數

設定式(4)為第一次實驗設計參數的上、下限，式(5)為第二次實驗設計參數的上、下限。

(4)

(5)

3.1.2實驗設計

對初始模型進行受力分析后，將板簧支架的質量和最大等效應力作為輸出參數。設定板簧支架3個參數的優化范圍為式(4)，并指定優化評定準則為：質量最小，應力小于材料許用應力。得出第一次優化后的三組最優參數候選點，根據第一次優化結果選取質量最小的一組作為第二次優化的參數上限，其分別為H1=46.409 mm，H2=10.198 mm，H3=41.739 mm。經過第二次優化分析得出10組實驗設計參數點見表1。

表1　實驗設計參數點

根據設定的評判標準，計算機會從樣本空間中選出3組最優參數候選點，如表2所示。

表2　最優參數候選點

因此在輕量化的設計中，著重考慮對板簧支架質量影響較大的優化，同時滿足應力要求，為后續優化模型提供一個參考尺寸。

3.2　拓撲優化

初始模型形成后，在保證零件結構強度的前提下，借助拓撲優化方法，使得零件的材料分布更加合理，實現減重。

拓撲優化設計是指工程結構在滿足約束條件下按預定目標尋求承受單載荷或多載荷的物體最佳材料分配方案[6]。對初始模型采用整體區域拓撲優化分析，優化的數學模型以體積V1、V2、V3為設計變量，以減少板簧支架的質量為目標，以材料許用應力作為約束條件。可以描述為：

(6)

其中：ρ為材料密度。

利用ANSYS Workbench中的Shape Optimization模塊進行拓撲優化，約束與車架連接的7個孔和兩個面，孔與軸的接觸方式設置為綁定。設置的優化目標為75%，經過拓撲優化，最后得出的結果如圖3所示，其中淺色為可去除材料，深色為保留材料。

3.3　目標驅動優化與拓撲優化的結合

目標驅動優化結果提供了多組較優參考數據，給板簧支架的設計尺寸提供參考的范圍；拓撲優化結果揭示材料的合理分布。雖然拓撲優化的模型僅僅模糊地顯示何處可以刪減材料，但是與目標驅動優化的結果結合起來，就可以根據尺寸和材料的分布進行建模。在修改模型時應該首先考慮安裝尺寸和位置不能變；其次對受力較小的部分進行掏空或在不影響安裝的前提下直接切除，在受力較大的地方添加加強筋，最后考慮加工和裝配的方便可以加工工藝孔等。通過分析最后得出：H1=50 mm、H2=H3=10 mm。結構壁厚均勻，能有效地避免工藝制造時因結構太厚或太薄產生局部縮松、縮凹和縮孔現象或產生冷隔和白口現象。最后獲得的材料利用率大、分布較優的輕量化模型如圖4所示。

圖3拓撲優化圖4優化后板簧

支架模型

4　板簧支架的性能驗證

4.1　邊界條件

在板簧支架模型的7個螺栓孔中心處建立約束，并限制其沿X、Y、Z軸的位移和繞X、Y、Z的轉動，在與車架連接的安裝面上定義位移約束。

4.2　工況設置及分析結果

4.2.1工況1(左轉彎加制動工況)

受力情況：重力加速度，板簧支架垂直受力，方向向上；汽車行駛方向載荷，方向與車輛行進方向相反；側向載荷，方向與車輛行進方向垂直向右。分析結果如圖5所示。

4.2.2工況2(右轉彎加制動工況)

受力情況：重力加速度，板簧支架垂直受力，方向向上；汽車行駛方向載荷，方向與車輛行進方向相反；側向載荷，方向與車輛行進方向垂直向左。分析結果如圖6所示。

5　結果分析

根據板簧支架的受力，分別對輕量化后模型的兩極限工況進行了受力分析，結果數據如表3所示。

圖5　工況1下優化后板簧支架分析結果

圖6　工況2下優化后板簧支架分析結果

工況最大應力(MPa)最大應變安全系數工況1216.660.00103361.6385工況2213.720.0010231.661

重新設計的結構不僅能避免零件之間的干涉，而且通過表3可以看出，最大應力在各種工況條件下均未超過材料的屈服強度。該板簧支架的優化結構材料為45鋼，從表3可以看出，左轉彎加制動的最大應力為216.66 MPa，優化后的安全系數為1.638 5；右轉彎加制動的最大應力為213.72 MPa，優化后的安全系數為1.661，安全系數均高于1.5，滿足力學性能的要求。重新設計并優化后的模型裝配體如圖7所示。

圖7　板簧支架模型裝配圖

6　結論

(1) 針對現有板簧支架存在的問題對其結構進行重新設計，將多目標驅動優化和拓撲優化結合起來，運用計算機分析軟件對新模型優化，在滿足設計要求的前提下，實現了模型的減重。

(2) 對模型進行受力分析，驗證了優化的正確性和可靠性，為具體工程實踐提供了理論指導依據。

參考文獻：

[1]張克鵬.基于HyperWorks的車輛板簧支架優化設計[J].專用汽車，2014(2):74-77.

[2]桂良進，周長路，范子杰.某型載貨車車架結構輕量化設計[J].汽車工程，2003(4)：403-406.

[3]張宇，朱平，陳關龍，等.基于有限元法的轎車發動機罩板輕量化設計[J]. 上海交通大學學報，2006(1):163-166.

[4]張兵，王宗彥，陸春月，等.面向輕量化的重型卡車板簧壓板優化設計[J].機械強度,2015,37(1):88-93.

[5]聞邦椿.機械設計手冊[M].北京:機械工業出版社,2001.

[6]覃頻頻，吳慧，洪旗，等.裝載機變速箱體拓撲分析與多目標尺寸優化[J].機械設計與制造,2014(11):109-111.