商用車鎖體支架的輕量化設計及優化

蔣博文，張顯飛，孫晶瑩

（1.沈陽理工大學 材料科學與工程學院,遼寧沈陽 110159；2.沈陽維士因科技有限公司，遼寧沈陽 110027）

0 引言

隨著我國經濟結構調整和產業結構升級，當今社會生活節奏逐漸加快，能源和環保問題成為了如今需要面臨的難題，汽車的輕量化也在逐漸提上日程[1-3]。汽車輕量化技術作為一種能減少油耗、減少排放污染、降低車身重量及生產成本的有效途徑，也是近幾年國內外汽車行業研究的一個重要熱點，未來汽車行業勢必會向著輕量化方向發展。汽車輕量化技術主要可分為兩個方面：（1）使用鋁合金等強度高、密度較小的材料代替密度較大的材料，從而實現汽車自身的輕量化；（2）對汽車零部件的結構進行分析優化[4，5]。此外，在保證汽車零件性能的前提下，可以合理、精細化地減薄汽車零件的板料厚度，對汽車零件結構進行薄壁化、空心化設計，從而實現汽車零件的輕量化效果[6-8]。

目前，國內外常用的結構分析軟件有：ANSYS、Hyperworks、Nastran、Tosca 等CAE 軟 件[9，10]。本文應用CATIA 軟件和Hyperworks 軟件設計一款全新的汽車鎖體支架。首先使用CATIA 軟件進行三維建模，將建立的鎖體支架模型導入Hyperworks 軟件中，利用Optistruct 模塊對鎖體支架進行結構優化以及拓撲優化分析。根據設計變量的不同，結構優化主要分為三種：拓撲優化、尺寸優化、形貌優化。拓撲優化主要是把優化空間的材料離散成有限個單元（殼單元或者體單元），根據給定的負載情況、約束條件和性能指標，以材料分布為優化對象，然后根據相應算法確定設計空間內單元的去留，在均勻分布的設計空間中找到材料最佳的分布方案保留下來的單元即構成最終的拓撲方案，從而實現拓撲優化[11，12]。相對于尺寸優化和形狀優化而言，拓撲優化具有更多的設計自由度，能夠獲得更大的設計空間。通過對原始結構進行拓撲優化從而確定鎖體支架材料的最佳分布情況，根據拓撲優化結果得到新的結構輪廓，將其轉化為三維模型，并對得到的模型進行缺陷分析，不斷對零件結構進行優化。在保證鎖體支架性能的條件下，實現對鎖體支架的輕量化目標。

1 鋁合金鎖體支架結構設計及拓撲優化

1.1 材料的選取

商用車鎖體支架分為左右兩個零部件，分別與前懸左（右）上支座相連接固定，是固定鎖體的重要零部件。利用螺栓將鎖體沿著安裝面安裝在鎖體支架上，對鎖體起著固定和支撐作用，需要承擔著前翻轉蓋板對鎖體產生的壓力和沖擊，對其強度和剛度要求較高。原鎖體支架材質為鑄鐵件，單件質量0.948 kg，為最大減輕鎖體支架重量，本文選用319S 鋁合金作為鎖體支架材料，材料屬性如下：抗拉強度≥320 MPa，屈服強度≥270 MPa，彈性模量71 GPa，密度2.8 g/cm3，泊松比0.33。

1.2 原鎖體支架三維模型的建立與分析

原始支架結構如圖1 所示，左邊標注區域是通過螺栓將前懸左（右）上支座與鎖體支架相連接固定的位置，右邊標注區域是鎖體支架的安裝面，裝配圖如圖2 所示。根據鎖體支架受力情況，在其安裝孔上施加20 N 的負載，同時在X、Y、Z 軸方向分別施加3 g、3 g、5 g 的加速度。通過有限元分析，原鎖體支架受到最大應力為13.3 MPa，最大位移為0.011 mm，同時對鎖體支架進行模態分析，得到第1 階和第2 階的固有頻率為824 Hz、868 Hz。

圖1 原始鎖體支架結構圖

圖2 原始鎖體支架裝配圖

由于原鎖體支架結構復雜、生產效率較低、重量較大且適用性較差，因此需要以原鎖體支架為參考對結構進行重新設計并優化。在進行拓撲優化前為確保支架結構的實用性和美觀性，需對初始鎖體支架的結構進行調整，調整后的鎖體支架結構如圖3 所示。表1 為原始設計結構特征。

表1 原始設計結構特征

圖3 調整后的鎖體支架結構

1.3 拓撲優化

1.3.1 有限元模型建立

在進行拓撲優化前，首先需要對鎖體支架進行有限元模型建立，為確保能夠得到更精確的分析結果，減少計算量和計算時間，根據其結構特征，對鎖體支架進行簡化處理，去除對受力影響較小的圓角等部分[13]。有限元模型如圖4 所示。

圖4 鎖體支架有限元模型

在建立有限元模型時，需要對有限元網格進行細化，盡可能地將有限元網格與建立的鎖體支架三維模型進行貼合。因鎖體支架安裝孔位置受約束結構不能發生改變，所以安裝孔位置設為非設計區域，其余位置設為設計區域。對設計區域和非設計區域分別進行網格劃分，保證設計區域和非設計區域的網格節點相對應，最終通過共節點將兩者的體網格模型相連接[14，15]，如圖5 所示。

圖5 鎖體支架設計區域和非設計區域劃分

1.3.2 施加載荷和約束

根據實際測試的數據，鎖體支架的最大載荷為20 N。為了使分析結果更加精確，將鎖體支架的安裝孔處6 個自由度全部約束。載荷和約束如圖6 所示。

圖6 載荷和約束

1.4 拓撲優化結果及結構改進

拓撲優化結果如圖7 所示。圖中標識的位置4 表示可以對鎖體支架結構進行薄壁化處理；圖中標識的位置1、位置2、位置3 區域表示經過拓撲優化后已經去除的位置。因此，可以針對拓撲優化結果對鎖體支架結構進行改進。

圖7 拓撲優化結果

拓撲優化主要是給設計者一種設計思路，根據拓撲優化的結果將其轉換成三維模型并對其結構輪廓進行處理，從而實現產品的可制造性[16]。為了保證鎖體支架在工作過程中能安全運行，需要對拓撲優化后的初版三維模型進行模態分析，對鎖體支架進行模態分析直接的作用是可以獲得模型的固有頻率和振型；根據固有頻率、振型，可以判斷模型在特定激勵下是否會發生共振。圖8 為鎖體支架的第一階模態振型圖，其模態振型主要表現在Z 軸方向上做往復擺動，得到的固有頻率為3793 Hz，遠遠大于商用車工作頻率，并不會發生共振，如圖8 所示。

圖8 鎖體支架第一階模態振型

通過對拓撲優化后的模型分析，為實現鎖體支架的輕量化目標，還需對模型結構進一步優化改進。在不影響鎖體支架性能的條件下，不斷對零件結構進行優化，其中二版數模相對于初版數模而言，根據拓撲優化的結果去除了對鎖體支架結構影響較小的位置1 和位置3 區域；三版數模為了結構的進一步輕量化，在位置2 區域進行適當的空心化設計以及在二版數模的基礎上對鎖體支架位置4 區域進行曲面薄壁化處理，進一步減輕鎖體支架的重量；由于三版數模會使得安裝面產生變形，因此為確保鎖體支架結構的強度，在適當的位置增添部分加強筋得到最終數模。最終得到的鎖體支架模型如圖9 所示，其質量為0.152 kg，與原鎖體支架0.948 kg 相比，質量減少了83.5%。表2 為優化后設計結構特征。

表2 優化后設計結構特征

圖9 最終數模

2 拓撲優化結果驗證

2.1 靜態受力分析

使用Hyperworks 軟件對優化后的最終數模進行靜態分析、最大位移分析等。應力分析仿真結果如圖10 所示，改進后的鎖體支架在靜力分析中，其最大應力值是17.3 MPa，遠小于319S 鋁合金的屈服強度，而且在鎖體支架內側還增加了加強筋，增強了整體的強度。改進后結構的變形分析結果如圖11 所示。最大位移在安裝孔處，為0.0026 mm，遠低于設計允許的最大位移。由以上結果可以得出，鎖體支架的結構強度在單一靜載荷的作用下完全滿足設計要求。

圖10 靜載荷作用下應力

圖11 靜載荷作用下位移

2.2 模態分析

為了確保改進后的鎖體支架結構安全運行，同樣需要對其進行模態分析，如圖12 所示為鎖體支架前6 階的約束模態振型圖。

圖12 約束模態振型圖

從優化后的鎖體支架結構前6 階模態振型圖來看，其結構發生形變的位置主要是在安裝面中部，體現在鎖體支架結構的振動、扭轉、彎曲，如圖12 中第4 階振型和第5 階振型兩者振動頻率相近，振型也相似，但兩者的振動方向是不同的。鎖體支架的最低固有頻率高于商用車的工作頻率（19 Hz），因此該鎖體支架應用于商用車工作時不會發生共振[17]，鎖體支架結構的剛度滿足設計需求，裝配效果如圖13 所示。

圖13 鎖體支架裝配圖

3 優化效果對比

鎖體支架優化前后的參數對比如表3 所示，優化后的鎖體支架質量減小了83.97%，最大位移下降了75%，雖然最大應力有所增加，但是相對于材料的屈服強度而言，增加的應力相對較小，并不影響鎖體支架的使用。此外，鎖體支架結構長度增加了11 mm，寬度減少了7 mm，高度減少了21 mm，體積減少了53.35%，由于剛度和固有頻率存在一定的相互關系，因此，優化后的鎖體支架結構可以通過固有頻率表示結構的剛度變化，從表3中也可看出改進后鎖體支架的剛度有了顯著的提升。

表3 改進前后結構參數對比表

4 結論

本文對鎖體支架從三維模型的建立到結構設計優化進行有限元分析，并對鎖體支架進行拓撲優化。采取薄壁化、空心化的方式，最大程度上提高材料的利用率。將鎖體支架優化前后得到的結果進行分析對比得知，優化后的鎖體支架質量為0.152 kg，相比原鑄鐵件減重83.97%。不僅使原支架的基礎重量有著明顯減輕，材料利用率有較大提高，而且結構性能也大幅度增強，實現了對鎖體支架的輕量化。