基于相對密度法的減震器下支座拓撲優化設計

陳寶

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基于相對密度法的減震器下支座拓撲優化設計

陳寶

（江鈴汽車股份有限公司產品開發技術中心，江西 南昌 330052）

減震器支座時懸掛系統重要的部件，為了提升某減震器下支座設計的可靠性，基于有限元技術對其進行靜強度分析，分析結果表明其最大應力均低于材料屈服。與此同時為了達到輕量化的目的，基于相對密度法對其進拓撲優化分析，獲取了其單元密度等值面圖，最終得到了最佳優化方案，并且滿足其強度性能要求。

減震器支座；強度；相對密度法；拓撲優化

1 引言

減震器支座是汽車減震系統以及懸掛系統重要的零部件，其主要作用是承受減震器軸向的力和扭矩。減震器支座[1,2]通過彈簧和減震器，不僅要同時承受動力總成、車身、底盤、貨物以及駕駛員的重量，還要承受汽車行駛過程中由于車速、面激勵造成的動載荷，以及減震器撞擊限位塊造成的沖擊載荷。它的疲勞強度性能直接影響減震系統的工作狀態及其安全。為了提升某新型減震器下支座的可靠性和準確性，采用有限元技術對其進行極限加載強度分析，獲取其強度特性，驗證其是否符合設計要求。同時為了對其進行減重，基于相對密度法對該減震器下支座進行拓撲優化分析，達到輕量化的目的。

2 相對密度法

拓撲優化設計是指在特定材料屬性以及特定的設計范圍，經過優化設計方法獲取同時滿足約束條件和目標函數的結構布置方式。相對密度法[3,4]是比較常見的拓撲優化方法，其基本思想是集成相對密度在0～1之間可變的材料屬性，假設設計材料的宏觀彈性常量與其密度的非線性關系，其優化模型如下：

式中：x為單元的相對密度，為懲罰因子，和是分別為單元的位移矢量和力矢量，為總體剛度矩陣，U為單元的位移矢量，K為單元的剛度矩陣，是單元的總數，為體積系數。

3 減震器下支座強度分析

3.1 建立有限元模型

基于Hypermesh軟件[5]并且采用四面體C3D10M單元對減震器下支座進行網格劃分，同時采用六面體C3D8R單元對減震器銷子進行網格劃分，單元尺寸均為3mm，銷子和減震器支座之間建立面接觸，自適應因子設定為0.1，并且設定小滑移，建立有限元分析模型如圖1所示。減震器支座的材料為QT400，其彈性模量為1.61E+5MPa，泊松比為0.274，密度為7.01E-9 Ton/mm3，屈服強度250MPa，抗拉強度為400MPa，斷后延伸率為18%。

圖1 減震器下支座有限元分析模型

3.2 邊界條件

由于減震器下支座前半部分與前橋和鋼板彈簧裝配在一起，銷子與減震器管柱連接在一起，因此固定約束減震器下支座的前半部分，在銷子中心處施加極限載荷。通過計算彈簧的速度-阻尼力曲線得到其向上極限載荷為5044N，向下極限載荷為4346N。

3.3 強度分析結果

圖2 減震器下支座向上加載的應力分布

如圖2和圖3所示分別為減震器下支座向上加載和向下加載的應力分布云圖，由圖2可知，當極限載荷向上加載時，其最大應力為234.8MPa，位于支座過度處，小于其材料屈服，滿足強度設計要求。由圖3可知，當極限載荷向下加載時，其最大應力為244.6MPa，位于支座與前橋接觸處，也小于其材料屈服，符合強度性能要求。

圖3 減震器下支座向下加載的應力分布

減震器下支座初始方案的質量為2.788Kg，相對而言偏重，因此需要對其進行輕量化設計。

4 拓撲優化設計

4.1 拓撲分析

OptiSruct軟件采用數學規劃方法，通過求解靈敏度建立近似模型，采用小步長迭代尋找最優解，是目前工程實際應用比較穩健的相對密度優化方法。基于OptiSruct軟件[6]將減震器后半部分定義為設計區域，創建材料和屬性并且賦予它，將該區域的材料屬性定義為設計變量，然后創建應力響應，并且設定上限值為250。再創建體積響應，并且將其最小化定義為目標函數。以此進行迭代計算分析，拓撲優化得到單元密度等值面圖，如圖4所示。由圖4可知，減震器后半部分被“挖”出了一個三角形區域，因此可以根據單元密度等值面圖以及實際工藝要求得到最優布局方式，與此同時為了更進一步的減重，可以對減震器支座的前半部分進行“挖孔”處理，在其接觸區域“挖”四個直徑為9mm，孔與孔直徑相隔28mm，孔與邊緣相隔距離為21mm，以此得到減震器支座的最佳優化方案。

圖4 單元密度等值面圖

4.2 優化分析結果

采用同樣的分析放到對最終的優化方案進行極限強度分析，如圖5和圖6所示分別為優化之后減震器下支座向上加載和向下加載的應力分布云圖，由圖5可知，當極限載荷向上加載時，其最大應力為233.8MPa，與優化之前應力值相當，位于減震器支座的三角形孔邊緣處，處于其材料屈服范圍之內，能夠滿足強度設計要求。由圖6可知，當極限載荷向下加載時，其最大應力為233.9MPa，較優化之前稍微有所降低，同樣也位于支座與前橋接觸處，也小于其材料屈服，能夠滿足要求。

圖5 優化之后減震器下支座向上加載的應力分布

圖6 優化之后減震器下支座向下加載的應力分布

5 結論

通過對減震器下支座進行極限強度分析可知，當極限載荷向上加載時，其最大應力為234.8MPa，當極限載荷向下加載時，其最大應力為244.6MPa。為了達到輕量化的目的，基于相對密度法對該減震器下支座進行拓撲優化分析，得到了其單元密度等值面圖，并且根據其得到了最終的優化方案，優化之后當向上加載時其最大應力為233.8MPa，當向下加載時其最大應力為233.9MPa，均能夠滿足強度設計要求，達到了輕量化的目的。該分析方法大大縮減了產品開發周期，提升了設計效率，并且能夠為類似結構件提供科學準確的參考，

[1] 王國軍,閆清東,孟憲峰,等.汽車減震器支座疲勞開裂原因分析[J].農業裝備與車輛工程,2006（5）:23-25.

[2] 王秋羽,趙恩剛,陳杰.基于Hyperworks的減震器支架強度分析及優化設計[J].機械工程師,2017（8）:108-109.

[3] 饒柳生,侯亮,潘勇軍.基于拓撲優化的機床立柱筋板改進[J].機械設計與研究,2010,26（1）:87-92.

[4] 汪洋.某大件運輸車主梁結構拓撲優化設計[D].合肥:合肥工業大學,2015.

[5] 劉闖,蘇小平,王宏楠,等.基于HyperMesh的盤式制動器有限元分析[J].機械科學與技術,2014,33（4）:583-587.

[6] 陳梓榮,劉重飛,彭穎紅,等.基于拓撲優化技術的500mm主鏡結構設計[J].機械設計與研究,2014（4）:120-122.

Topology Optimization Design of Damper Lower Bracket Based on Relative Density Method

Chen Bao

（Product Development & Technical Center, Jiangling Motors Co., Ltd, Jiangxi Nanchang 330052）

Damper bracket was the key safety components of the suspension system, in order to improve the design reliability of the damper bracket, the damper bracket was static strength analysised based on finite element method, the analysis result showed that the maximum stress was blow than material yield. In order to achieve the purpose of lightweight, the damper bracket wasd topology optimization analysised based on relative density method, the unit density contour map was obtained, so the optimal scheme was obtained and it could meet the strength performance requirement.

damper bracket; strength; relative density method; topology optimization

U466

B

1671-7988(2018)20-52-03

U466

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1671-7988(2018)20-52-03

陳寶，1982年6月生，男（漢族），河北唐山人，學士，初級工程師，江鈴汽車股份有限公司，主要研究方向為汽車底盤設計。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2018.20.018