基于參數化建模的制動踏板結構優化

□ 趙 文 □ 李春芳

1.麥克傳感器股份有限公司 陜西寶雞 721006 2.比亞迪汽車有限公司 西安 710061

1 優化背景

制動踏板是汽車駕駛五大操縱件之一,使用頻次非常高[1]。汽車制動系統對于整車的安全性能起著非常重要的作用[2-3]。

在汽車制動時,通過踩踏制動踏板施加力至真空助力器推桿,推桿推動制動主缸產生高壓,進而產生制動力。制動踏板失效,會使汽車無法正常制動,從而導致嚴重的事故,還會進一步威脅駕駛員及乘員的生命安全[4]。因此,制動踏板的結構優化設計尤為重要。

王梁等[5]運用ABAQUS軟件,對制動踏板強度分析的不同方法進行了研究。程海波等[6]運用多學科系統仿真軟件Simulation X,對整車制動踏板感覺分析方面進行了研究。王天利等[7]應用AMESim軟件,分析了制動踏板力隨踏板位移的變化特性和管路油壓隨踏板位移的變化特性。

隨著有限元技術的發展,有限元法同樣被廣泛應用于工程問題的結構分析中[8-11]。筆者對某型純電動汽車制動踏板剛度、強度不足的問題進行了原因分析。基于參數化建模方法,參考對標車結構設計,提出四種優化方案。應用有限元分析軟件OptiStruct,對優化方案進行結構耐久仿真分析,結合布置設計及工藝要求,確定最優方案。通過進行臺架試驗和綜合道路可靠性試驗,驗證最優方案,驗證優化方法的可靠性和分析結果的可信度。

2 問題分析

某型純電動汽車試制樣車在某試驗場進行45 000 km綜合道路可靠性試驗時,制動踏板在踩踏過程中出現松軟現象,存在結構剛度、強度不足問題。

對此制動踏板結構進行分析,可知制動踏板支座、底座材料厚度偏薄,結構設計不合理,同時制動踏板臂結構設計不合理。

3 結構對標分析

通過調查市場上其它類似車型制動踏板結構,與此車型制動踏板結構進行對標分析。

3.1 制動踏板支座、底座結構

制動踏板支座、底座結構型式如圖1所示。問題車型制動踏板支座、底座材料厚度T為1.5 mm,有四個安裝點。A車型制動踏板支座、底座材料厚度T為2 mm,有五個安裝點。B車型制動踏板支座、底座材料厚度T為2.5 mm,有四個安裝點,且有加強筋結構。C車型制動踏板支座、底座結構為PA66材料整體壓鑄而成。

對比分析可知,問題車型制動踏板支座、底座材料厚度偏薄,結構設計不合理。可參考A、B、C三種車型制動踏板支座、底座結構進行優化設計。

3.2 制動踏板臂結構

制動踏板臂結構型式如圖2所示。問題車型制動踏板臂材料厚度T為8 mm,于支座鉸接孔附近最大寬度W為36.714 mm。A車型制動踏板臂材料厚度T為8 mm,于支座鉸接孔附近最大寬度W為44.147 mm。B車型制動踏板臂材料厚度T為6 mm,于支座鉸接孔附近最大寬度W為58.67 mm,且有獨特的加強筋結構。C車型制動踏板臂材料厚度T為6 mm,于支座鉸接孔附近最大寬度W為54.833 mm,且有獨特的加強筋結構。

對比分析可知,問題某車型制動踏板臂與支座鉸接孔附近最大寬度偏小,且沒有加強筋結構,結構設計不合理。可參考A、B、C三種車型制動踏板臂結構進行優化設計。

4 優化方案

基于參數化建模方法,參考對標車型的制動踏板結構,提出四種優化方案,如圖3所示。

4.1 優化方案1

優化方案1支座、底座材料厚度T為2.5 mm,有四個安裝點。制動踏板臂材料厚度T為8 mm,于支座鉸接孔附近最大寬度W為42.043 mm,且有獨特的加強筋結構。制動踏板質量M為2.186 kg。

4.2 優化方案2

優化方案2支座、底座材料厚度T為2 mm,有四個安裝點。制動踏板臂材料厚度T為6 mm,材料采用QSTE380TM,于支座鉸接孔附近最大寬度W為42.043 mm,并且具有獨特的加強筋結構。制動踏板質量M為1.746 kg。

4.3 優化方案3

優化方案3支座、底座材料厚度T為2 mm,有五個安裝點。制動踏板臂材料厚度T為8 mm,于支座鉸接孔附近最大寬度W為42.043 mm,且有獨特的加強筋結構。制動踏板質量M為2.033 kg。

4.4 優化方案4

優化方案4支座材料厚度T為3 mm,底座材料厚度T為1.5 mm,有四個安裝點。制動踏板臂材料厚度T為8 mm,于支座鉸接孔附近最大寬度W為43.732 mm。制動踏板質量M為2.014 kg。

5 有限元建模

5.1 有限元模型

制動踏板所有零部件均用殼單元進行網格劃分,網格大小為4 mm。螺栓連接與鉸接用RBE2單元模擬,點焊用Acm (Shell Gap)單元模擬,焊縫用殼單元模擬[12]。制動踏板有限元模型如圖4所示。

5.2 材料參數

優化方案2制動踏板臂材料為QSTE380TM,其它所有零部件材料均為Q235。材料參數見表1。

5.3 邊界條件

根據汽車行業標準QC/T 788—2018《汽車踏板裝置性能要求及臺架試驗方法》[13],進行制動踏板的結構耐久仿真分析。

以制動踏板幾何中心點為坐標系原點,垂直于制動踏板表面的方向為Z軸方向,平行于制動踏板表面的方向為Y軸方向,建立局部坐標系。

制動踏板與車身連接點進行全約束。

5.4 加載工況

剛度分析時,沿制動踏板縱向施加集中力載荷500 N。

強度分析時,沿制動踏板縱向施加集中力載荷2 000 N,并卸載。

疲勞壽命分析時,沿制動踏板縱向施加集中力載荷500 N。

6 有限元仿真分析

6.1 剛度分析

制動踏板剛度分析位移云圖如圖5所示。原方案和優化方案的Z向最大位移均小于目標值(5 mm),滿足設計要求。

6.2 強度分析

制動踏板的強度分析永久變形位移云圖如圖6所示。原方案的Z向最大永久變形為18.4 mm,遠遠超過臺架試驗目標值(5 mm),不滿足設計要求。四種優化方案的Z向最大永久變形均小于目標值(5 mm),滿足設計要求。

制動踏板的結構耐久分析結果見表2。由表2可知,原方案制動踏板強度分析和疲勞壽命分析不滿足目標要求,優化方案均滿足目標要求。

表2 制動踏板結構耐久分析結果

7 最優方案確定

優化方案1制動踏板臂具有獨特的加強筋結構,經過與工藝工程師溝通,這一方案在沖壓過程中存在一定的風險,并且結構質量超過對標車型,因此不采用這一方案。

優化方案2制動踏板臂具有獨特的加強筋結構,經過與工藝工程師溝通,這一方案在沖壓過程中存在一定的風險,因此不采用這一方案。

優化方案3一共有五個安裝點,需要在儀表管梁上開孔,與總布置工程師溝通,這一方案對周邊零部件安裝影響較大,因此不采用這一方案。

由仿真分析結果,結合布置和工藝設計,確定最優方案為優化方案4。

對最優方案進行試驗驗證,制動踏板強度臺架試驗如圖7所示。將制動踏板總成安裝在強度試驗臺架上,踏板高度為250 mm,按試驗要求對踏板施加1 800 N力,保持30 s后卸載,測量踏板最高點高度為247.5 mm。重復五次踏板施加力、卸載力,第二次后踏板高度均為247 mm,踏板位移量為3 mm。試驗后對制動踏板總成檢查,無裂紋或損壞等缺陷。由試驗數據可知,最優方案的強度性能指標滿足臺架試驗要求。最優方案的強度仿真分析得Z向最大永久變形為2.86 mm,仿真與試驗對比,誤差為4.89%。

對安裝最優方案制動踏板的整車在某試驗場進行45 000 km綜合道路可靠性試驗,制動踏板在踩踏過程中沒有出現松軟現象。試驗后對踏板總成檢查,無裂紋或損壞等缺陷,說明解決了制動踏板結構剛度、強度不足的問題。

8 結束語

筆者基于參數化建模方法,針對某型純電動汽車制動踏板剛度、強度不足的問題,參考對標車型結構設計,提出四種優化方案。考慮有限元仿真分析結果、總布置和工藝,確定了最優方案。結合臺架試驗和綜合道路可靠性試驗,驗證了最優方案的可靠性。

應用參數化建模方法對制動踏板結構進行優化,通過分析剛度、強度不足的原因和參考對標車型的結構,找出對優化目標最敏感的結構參數,可以在變動較小的情況下優化結構,提高目標性能。

優化方案要與工藝工程師和總布置工程師溝通,在確保制動踏板及周邊零部件低風險的情況下,確定最優方案。

通過進行臺架試驗和45 000 km綜合道路可靠性試驗,驗證了最優方案的準確性,說明最優方案解決了制動踏板剛度、強度不足的問題。

本文優化思路對其它車型制動踏板結構優化設計具有一定的參考價值。