汽車門鎖的棘輪棘爪輕量化設計

司敬庭， 閆俊霞

(江南大學 機械工程學院， 江蘇 無錫 214122)

隨著社會的進步和時代的發展，全球的汽車產量越來越高，人們也更加依賴這種交通工具，汽車幾乎遍布每家每戶。汽車在給人們帶來方便的同時，也造成了大量的環境問題。不同汽車在行駛過程中，由于自身的質量不同，每公里耗油量也截然不同。很明顯，汽車的質量越大，相同條件下造成的油耗就越多。所以，近年來對汽車輕量化設計的要求越來越高，大量的研究手段和方法應用到汽車結構設計中，鋁合金、鎂合金等輕量化材料在汽車制造中的運用比重也越來越高。大量數據表明：汽車的質量每減少100 kg,油耗每100 km將減少0.4～1 L；汽車質量減少10%，油耗可降低6%～8%，同時廢氣排放量也明顯降低[1]。因此對汽車零部件進行輕量化設計很有必要。

汽車門鎖作為整個汽車車門系統的關鍵部件，它的可靠性和操作性不管是在汽車行駛過程中，還是在汽車停靠時，都起到了重要的作用。在汽車行駛過程中，轉彎時由于慣性作用人體質量倚靠在車門上，此時乘客的體質量就是橫向載荷。若是門鎖強度不夠，必然導致車門的開啟，此時乘客的人身安全就會受到威脅。在汽車停靠車內無人時，若是門鎖無法正常鎖死，車內的財物安全必然會受大危害。這些是日常生活中真實會發生的問題，由此可見汽車門鎖的重要性。對門鎖進行輕量化設計，一方面可以減少汽車車門的質量，實現節能減排的要求；另一方面可以減少材料的使用，降低門鎖的制造成本。

1 棘輪棘爪有限元模型的建立

某汽車門鎖的鎖緊部分主要包括棘輪、棘爪、棘輪鉚軸、棘爪鉚軸和鎖本體。汽車門鎖作為安全件，需要滿足一定的國家標準，主要體現在棘輪棘爪的強度配合上。棘輪棘爪是一種只能允許單方向旋轉運動的機構，鎖扣在進入門鎖時，推動棘輪繞鉚軸旋轉，旋轉了一定角度后滑進棘輪凹槽中，棘爪在棘輪的帶動下沿著軌跡反方向旋轉，完成閉鎖后棘輪在棘爪的阻礙下無法回到原位，因此棘輪棘爪是汽車門鎖能夠實現功能的重要零部件，對其進行結構優化是很有必要的。現有的汽車門鎖閉鎖部分結構示意圖如圖1所示。課題組主要是對棘輪棘爪進行拓撲優化，鉚軸和鎖外殼都不在分析范圍內。課題組使用SolidWorks軟件創建棘輪棘爪的三維模型，保持原有的裝配位置，將模型保存為Parasolid格式導入ANSYS Workbench中，在不影響分析結果的前提下，清理不重要的幾何結構，主要是一些細小的特征，得到有限元簡化模型如圖2所示。

圖1 鎖緊機構結構Figure 1 Locking mechanism structure

圖2 棘輪棘爪有限元模型Figure 2 Finite element model of ratchet and pawl

2 棘輪棘爪有限元分析

汽車門鎖在在工作時有2種狀態：一種是半鎖，另一種是全鎖。2種工作狀態對應的棘輪棘爪的接觸位置不同，在分析時要對這2種接觸位置分別進行分析。棘輪棘爪2種工作狀態下接觸位置如圖3所示。

圖3 2種接觸位置Figure 3 Two contact positions

2.1 定義單元屬性及網格劃分

在網格劃分前，需要定義模型的單元屬性，主要包括單元的類型、大小和材料性能參數。因為棘輪棘爪是對稱的板狀結構， 所以對模型采用四面體網格劃分，網格單元大小設置為1 mm，劃分完成后共計單元12 248個，結點22 942個，網格質量平均系數為0.7，網格質量良好。棘輪、棘爪的材料采用的是42CrMo，表1列出了42CrMo的材料性能參數。

表1 42CrMo的材料性能參數

2.2 邊界條件及其載荷的設定

棘輪棘爪受到的實際載荷和邊界條件如圖4所示。圖中F1是鎖扣對棘輪的力，F2是擋塊對棘爪的力，M1和M2分別是彈簧施加給棘輪棘爪的轉矩。棘輪棘爪接觸位置是一小塊面接觸，門鎖閉合后，棘輪棘爪在彈簧的作用下，接觸位置是不分離的狀態，所以對接觸類型設置為No Sepearation。對棘輪棘爪進行靜力分析，主要是為了得到在鎖扣的作用下，它們的應力和變形分布，且棘爪在彈簧和阻擋快的作用下可近似認為固定不動，所以在棘爪的中心孔處設定Fixed Support。棘輪在鎖扣的作用下，有順時針繞中心軸旋轉的趨勢，因此在棘輪中心孔處設置Cylindrical Support，軸向與徑向固定，切向自由。在棘輪與鎖扣接觸面上施加載荷，來模擬外力形成的橫向載荷。

圖4 棘輪棘爪受力及約束Figure 4 Force and restraint of ratchet pawl

2.3 分析結果

求解分別得到棘輪棘爪的在半鎖和全鎖狀態下應力和變形云圖，分析結果圖5和圖6所示。

圖5 全鎖變形和應力云圖Figure 5 Full lock deformation and stress nephogram

圖6 半鎖變形和應力云圖Figure 6 Half lock deformation and stress nephogram

在全鎖工作狀態下，最大應力為623.18 Mpa，沒有超過材料的屈服強度；最大變形為0.086 mm。在半鎖工作狀態下，最大應力為354.78 Mpa，沒有超過材料的屈服強度；最大變形為0.40 mm。由此可以看出，結構的材料性能沒有充分利用，仍有可以優化的區域。

3 棘輪棘爪結構拓撲優化

在結構優化設計發展進程中，經常使用的優化方法有尺寸優化、形狀優化和拓撲優化[2]，其中由于拓撲優化比尺寸優化和形狀優化設計自由度更高，所以更多地被研究者應用于輕量化設計中。拓撲優化的對象分為連續體結構和離散體結構，當前連續體結構拓撲優化是主要研究方向[3]。所謂連續體結構拓撲優化，就是將結構的拓撲優化問題轉化為在指定的設計區域內尋求結構材料的最優分布問題[4]。它的方法是依據一些數學公式準則，滿足一定的約束條件下，在所需要的優化區域內，在結構上盡量去除一些不需要的材料，使結構達到最簡狀態，并能滿足性能要求。均勻化法、變密度法、漸進結構優化法和水平集方法等是目前廣泛使用的連續體拓撲優化方法[5]。其中最常用的是變密度法，此方法也基本壟斷了Topology Optimization的商業軟件。所謂的變密度法就是在結構單元的密度和材料物理屬性(如：許用應力，彈性模量)之間，假設有某種對應關系，以連續變量的密度函數形式形象地表達這種對應關系[6]。變密度法基于各向同性材料，以每個單元的相對密度作為設計變量，將結構拓撲優化問題轉化為材料最優分布問題。變密度法的優點是設計變量少，程序實現簡單，計算效率高，以結構重量為目標，不存在多目標問題。不足之處是對于相對密度處于[0,1]之間的單元是否刪除難以抉擇。

拓撲優化是依據原有結構形式，保證結構剛度強度等性能指標不變的前提下，盡可能地簡化結構，從而實現結構的輕量化，實現的方法有將零件壁厚減薄、在薄弱區設置加強筋[7]、在應力集中區域進行倒圓角處理或改變局部結構[8]。經過拓撲優化后，再對結構進行重新設計，并對新結構進行有限元分析，來判斷拓撲優化的合理性，從而保證新結構的實際性能要求。

課題組對某汽車門鎖棘輪棘爪采用基于變密度法的拓撲優化來實現輕量化，而變密度法主要是通過對結構材料進行最優分配來實現的，簡而言之就是刪除那些用處不大的結構單元。建立基于變密度法拓撲優化數學模型方式有2種：①以結構柔度最小為目標，以質量分數為約束，該模型常采用優化準則法進行優化計算；②以結構質量最小為目標，以變形、應力等為約束，該模型有限元軟件會自動選擇適當的數學規劃法進行優化計算[9]。課題組選取第2種優化模型，針對汽車門鎖棘輪棘爪的輕量化設計方案要求，依據結構受到的載荷和約束情況，以棘輪棘爪的質量最小為優化目標函數，以最大應力和變形為約束條件進行連續體結構的拓撲優化，其數學模型為[10]：

式中：ρ為拓撲優化的設計變量；ρi為各單元的相對密度；vi為各單元的相對體積；m為目標函數，即結構的質量；U和Umax為受到的變形和結構能承受的最大變形；σ和σmax為受到的應力和結構能承受的最大應力。

在對棘輪棘爪進行拓撲優化前，要確定結構可優化的區域，考慮到棘輪棘爪在鎖外殼已有明確的安裝位置和運動軌跡，所以棘輪棘爪的外形要基本保持不變，以免影響到其他零部件。棘輪棘爪的總質量為48.4 g，對其進行拓撲優化，需要保留的特征是原有的孔和整體輪廓面，優化目標設置為質量減少40%，計算結果如圖7所示。

圖7 拓撲優化結果Figure 7 Topology optimization results

依據拓撲優化結果可得結構在載荷作用下的材料最優分布，仿真計算出來的結果雖然是概念模型，但是可以為設計者提供一定的參考價值。拓撲優化的結構比較粗糙且不滿足工藝要求，所以根據結果要對模型重新設計，主要從以下幾個方面進行改進：①對棘輪棘爪的厚度進行減薄，厚度都減少1 mm；②對應力分布較小的區域進行挖空。設計得到新的幾何結構如圖8所示。

圖8 新的棘輪棘爪結構Figure 8 New ratchet pawl structure

經過結構優化設計后，棘輪棘爪的整體質量從48.4 g減少為32.1 g，質量減少33.6%，效果明顯。

4 棘輪棘爪結構性能驗證

完成拓撲優化后，對結構改進后的棘輪棘爪進行靜態性能的分析，判斷其是否滿足剛強度要求。在ANSYS Workbench中分別求出2種工作狀態下棘輪棘爪的應力和變形云圖，分析結果如圖9和圖10所示。

圖9 優化后全鎖變形和應力云圖Figure 9 Deformation and stress nephogram of full lock after optimization

圖10 優化后半鎖變形和應力云圖Figure 10 Deformation and stress nephogram of half lock after optimization

由上述分析結果可知，棘輪棘爪在優化前后的變形和應力分布區域基本變化不大，在數值上略有變化。在全鎖狀態下，結構最大變形從0.086 mm變化到0.100 mm，最大應力從623.18 MPa變化到826.02 MPa。在半鎖狀態下，結構最大變形從0.039 mm變化到0.057 mm，最大應力從354.78 MPa變化到531.84 MPa。優化后的最大變形和最大應力都有所增長，這是因為減少厚度造成的，但是仍滿足材料的剛強度要求，表明拓撲優化結果合理。

5 結語

課題組針對汽車門鎖輕量化設計要求，通過有限元軟件Workbench對棘輪棘爪進行靜態特性分析，運用Workbench軟件的Topological Optimization模塊對結構進行了拓撲優化，根據拓撲優化分析結果設計了新的棘輪棘爪幾何空間模型。經過優化設計后的棘輪棘爪，質量減少了33.6%，結構工作性能并沒有受到影響。通過靜態特性分析表明汽車鎖緊機構的主要受力部分是鎖扣與棘輪嚙合處和棘爪與棘輪嚙合處，今后新的結構可以對這2處進行適當加強優化以提高強度性能。拓撲優化方法在汽車門鎖輕量化中的成功應用對其他零部件輕量化設計具有一定的參考意義。