基于ANSYS的智能小車底盤有限元分析與優化設計

王國磊， 王戰中

(石家莊鐵道大學 機械工程學院， 河北 石家莊 050043)

目前，在企業現代化生產技術不斷提高，工廠自動化技術不斷革新的背景下，智能小車已經成為了自動化物流運輸車間、柔性化生產組織等系統的重要設備[1]。而底盤作為智能小車的關鍵部件，連接著車身與行駛系，它不僅要承受來自小車車體和滿載時貨物的質量，同時還要受到因地面不平整而行駛顛簸時給它的反作用力，工作環境相對比較惡劣，那么底盤的優劣對于智能小車性能的高低就有著直接的影響，因此有必要對智能小車的底盤進行有限元分析及優化設計[2]。通過對底盤的優化設計，能夠縮短整個小車結構設計周期，降低設計成本，提高設計質量[3]。利用ANSYS Workbench軟件對智能小車的底盤進行了靜力學分析，由于強度和剛度存在較大的富余量，所以通過ANSYS Workbench中的Response Surface Optimization(響應曲面優化)模塊，選擇Screening優化方法對智能小車底盤結構進一步優化設計，優化后智能小車的底盤質量減小了27%，實現了智能小車底盤的輕量化設計。

1 小車底盤系統模型

底盤系統由底盤、驅動輪、萬向輪、驅動電機和微型減速器等組成，底盤是底盤系統中最重要的部件之一，它不僅承受著車載時貨物的重量而且還有來自車體零部件的自身質量，底盤系統的尺寸(長，寬，高)為740 mm、378 mm、227 mm，構建的三維模型如圖1所示。

2 底盤結構靜力學分析

對其進行求解運算，求解后的底盤結構總變形與等效應力云圖如圖2和圖3所示。

由圖2可知，底盤的最大總變形為0.443 45 mm，出現在底盤安放蓄電池的區域；從圖3可以看出，底盤的最大等效應力為71.213 MPa，出現在左前輪與底盤的螺栓連接處。底盤的材料為Q235普通碳素結構鋼[4]，其屈服強度σs為235 MPa，取其失效概率為1%，安全系數n=1.5，許用應力[σ]=σs/n=235/1.5=156.67 MPa，鋼板結構的撓度容許值為l/400，其中l為橫向跨距，許用撓度[ω]=l/400=378/400=0.945 mm，校核底盤的強度和剛度可知，最大應力σMax小于許用應力[σ]，最大變形也小于許用撓度[ω]，因此底盤結構的強度和剛度分別滿足設計要求。

3 底盤結構的優化設計

3.1 優化設計約束條件

對底盤優化設計的目的是在滿足強度和剛度的同時，盡量減輕底盤的質量。通過對底盤結構優化設計變量進行約束，使底盤結構模型在約束條件下解得最優解[5]。優化設計約束條件如表1所示。

表1 優化設計約束條件

3.2 響應曲面優化分析

3.2.1 實驗設計分析

實驗設計的類型為中心復合設計[6]，對優化設計的三個輸入參數和約束條件進行設置，然后更新數據，優化分析計算求得15個實驗設計點，實驗結果輸出的參數如表2所示。

3.2.2 響應曲面分析

進入響應曲面模塊并更新計算，可以獲得設計參數與目標函數的關系，圖4、圖5、圖6分別為最大等效應力、最大變形、底盤質量與優化設計參數的響應曲面3D關系。

從圖4可以看出，隨著P1、P2、P3的增大，P4逐漸增大，P1、P2、P3和P4呈正相關。比較兩圖可知，P3對P4的影響大于P1和P2，P2對P4的影響最小。

從圖5可以看出，當P1和P2同時增大，P5減小，在P1不變的情況下，P5隨著P2的增大而減小，因此P2與P5是負相關。隨著P1和P3的增大，P5逐漸增大，P1、P3和P5是正相關。比較分析可以得出：P3對P5的影響明顯大于P1和P2，P2對P5的影響最小。

從圖6可以看出，隨著P1、P2、P3的增大，P6在逐漸減小，P1、P2、P3和P6是負相關。比較分析得出，P1對P6的影響最大，P3對P6的影響大于P2，P2對P6的影響較小。

表2 實驗結果參數表

3.2.3 優化分析

在Optimization模塊中對得到數據參數進行優化，優化方法選擇Screening[7]。設置約束條件最大等效應力P4≤156.67 MPa，最大變形P5≤0.945 mm，目標函數P6為最小，參數的權重設置為默認，參數的優化分析設置如表3所示。

表3 參數的優化分析設置

對數據更新計算，求解得出三個候選設計點，如圖7所示。

由圖7看出，第一個候選設計點為最優設計點，并對其尺寸參數進行了修整，最終的優化值是DS_d1為374.2 mm，即左右側板的厚度為1.9 mm ，DS_d2為736. 6mm，即前后板的厚度為1.7 mm ，DS_d3為80.3 mm，即底層板的厚度為1.7 mm。根據最終的優化值對底盤結構模型數據參數進行修改，再對修改后的底盤結構模型進行靜力學仿真分析，得到的優化后的總變形和等效應力云圖如圖8和圖9所示。

從圖8可以看出，底盤結構的最大總變形為0.785 42 mm，出現在底盤安放蓄電池的區域；由圖9可知，最大等效應力為103.06 MPa，出現在左前輪與底盤的螺栓連接處。優化后的底盤結構的強度和剛度均滿足設計要求，此優化方案切實可行。

3.2.4 優化前后參數對比分析

優化前后的底盤結構參數對比如表4所示。

表4 優化前后參數對比表

從表4可以看出，底盤結構尺寸有所減小，優化后的底盤質量減小了27%，優化效果比較顯著，最大等效應力和最大變形分別增加了45%和77%，且沒有超過許用應力值156.67 MPa和許用撓度0.945 mm，能夠滿足底盤結構強度和剛度的要求，達到了預期目標，此次優化設計合理。

4 結論

在ANSYS軟件中，利用有限元分析方法對智能小車的底盤進行了靜力學分析，得到了總變形和等效應力云圖，校核了底盤的強度和剛度，滿足了設計要求，解決了底盤強度和剛度不足的問題。在響應曲面優化模塊中，利用Screening優化方法對底盤優化設計，優化后的底盤質量減小了27%，解決了材料浪費的現象，達到了預期目標，證明了此輕量化優化設計方法合理，對于同類型的結構優化設計具有普遍適用性，為下一步的智能小車運動學仿真奠定了基礎。