基于Hyper Mesh的客車轉(zhuǎn)向機(jī)支架的優(yōu)化設(shè)計(jì)

楊小見(jiàn)，楊 勝，寧忠翼，郝守海

（東風(fēng)汽車有限公司東風(fēng)商用車技術(shù)中心，武漢 430056）

為使東風(fēng)某全承載結(jié)構(gòu)的插電式混合動(dòng)力城市客車實(shí)現(xiàn)整車輕量化，達(dá)到提高整車燃油經(jīng)濟(jì)性的目標(biāo)，對(duì)轉(zhuǎn)向系統(tǒng)轉(zhuǎn)向機(jī)支架進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，減少重量。由于轉(zhuǎn)向機(jī)支架的強(qiáng)度與剛度會(huì)影響到轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的性能，其強(qiáng)度與剛度不足，會(huì)引起前輪擺振、前輪轉(zhuǎn)向反映遲鈍、方向盤(pán)自由間隙大等后果[1-2]。因此在設(shè)計(jì)中，基于HyperMesh軟件的有限元分析，在滿足強(qiáng)度、剛度前提下對(duì)轉(zhuǎn)向機(jī)支架進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，實(shí)現(xiàn)輕量化。

1 轉(zhuǎn)向機(jī)支架的初始方案及分析

1.1 初始結(jié)構(gòu)及網(wǎng)格劃分

因前懸較長(zhǎng)和采用超低地板結(jié)構(gòu)，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)采用臥式轉(zhuǎn)向機(jī)布置形式?？紤]到全承載車身底架的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，參考以往車型，確定轉(zhuǎn)向機(jī)支架采用板式結(jié)構(gòu)，焊接在固定梁上。初始設(shè)計(jì)方案如圖1所示。

轉(zhuǎn)向機(jī)支架采用板材，三邊翻邊彎折后焊接在固定梁上，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，固定也穩(wěn)固，但是質(zhì)量比較大，未達(dá)到整車輕量化的設(shè)計(jì)目標(biāo)。因此，先從布置形式上著手，在確保轉(zhuǎn)向機(jī)有足夠的前后安裝、拆卸維修空間和最小的離地間隙的前提下，盡量減少轉(zhuǎn)向機(jī)支架的前后跨度和上下高度，從結(jié)構(gòu)上使支架外形輪廓最小，重量較輕，得到轉(zhuǎn)向機(jī)支架的初始設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)如圖2所示，重11.2 kg。

運(yùn)用HyperMesh軟件對(duì)該支架初始設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)的剛度和強(qiáng)度進(jìn)行分析[3]，支架材料特征如下表1所示。

表1 轉(zhuǎn)向機(jī)支架的材料特征

利用設(shè)計(jì)軟件Pro/E 3.0把轉(zhuǎn)向機(jī)支架的三維實(shí)體模型轉(zhuǎn)換成HyperMesh軟件可讀的IGS文件格式。然后打開(kāi)HyperMesh分析軟件，導(dǎo)入轉(zhuǎn)向機(jī)支架IGS模型，并建立材料特征和組件集合。

轉(zhuǎn)向機(jī)安裝面和翻邊彎折焊接面都采用了四邊形偏移生成六面體法劃分網(wǎng)格。為了更準(zhǔn)確地對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行模擬，單元類型為三維實(shí)體單元（PSOLID）,以六面體網(wǎng)格為主，也有少量五面體和四面體網(wǎng)格。網(wǎng)格劃分單元共有節(jié)點(diǎn)（node）119 946個(gè)，單元（element）96 914 個(gè)。

1.2 邊界條件及載荷

根據(jù)轉(zhuǎn)向機(jī)支架與其固定梁的連接方式，如圖1所示的三邊焊接在固定梁上，約束轉(zhuǎn)向機(jī)支架與固定梁焊接部分的六個(gè)自由度[4]。

轉(zhuǎn)向機(jī)支架主要承受來(lái)自轉(zhuǎn)向機(jī)的力和力矩。在有限元分析的模型中，整個(gè)轉(zhuǎn)向機(jī)可以看成一個(gè)剛體，可采用RBE2剛體單元進(jìn)行模擬。首先分別將轉(zhuǎn)向機(jī)安裝面上的四個(gè)螺栓孔與轉(zhuǎn)向機(jī)輸出軸上垂臂的固定安裝處a點(diǎn)進(jìn)行剛性元連接，然后將a點(diǎn)與轉(zhuǎn)向垂臂和拉桿連接受力處b點(diǎn)（球銷中心點(diǎn)）進(jìn)行剛性元連接[5]。在b點(diǎn)施加一定的力就可以模擬轉(zhuǎn)向機(jī)支架的受力情況了。

該客車轉(zhuǎn)向垂臂b點(diǎn)的受力計(jì)算如下：

由于客車（汽車）在原地轉(zhuǎn)向時(shí)，輪胎阻力矩遠(yuǎn)大于其他狀態(tài)所受的力矩，故采用原地轉(zhuǎn)向狀態(tài)計(jì)算垂臂的受力情況。原地轉(zhuǎn)向時(shí)，輪胎阻力矩按V·E·GOUGH推薦的經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算[6]，即：

式中，Mk為輪胎阻力矩，N·m；μ為地面與輪胎之間的滑動(dòng)摩擦系數(shù)；G為轉(zhuǎn)向軸負(fù)載，N；P為輪胎氣壓，Pa。

再根據(jù)轉(zhuǎn)向拉桿系統(tǒng)和前橋梯形機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比及傳動(dòng)效率，計(jì)算得到轉(zhuǎn)向垂臂所受到的力矩值Mp，由垂臂所受的力矩和垂臂長(zhǎng)度就可以算出垂臂c點(diǎn)受到力的大小F。

式中，Mp為作用到轉(zhuǎn)向垂臂上的力矩，N.m；IT為梯形機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比；ηT為梯形機(jī)構(gòu)效率；ID為拉桿機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比；ηD為拉桿機(jī)構(gòu)效率；L為垂臂長(zhǎng)度，m。

代入以上參數(shù)，算出該客車的轉(zhuǎn)向垂臂c點(diǎn)受到的力F=13 000 N，這個(gè)力遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于由轉(zhuǎn)向機(jī)的重力（400 N左右）和其輸入軸所受到的力。因此，為了方便計(jì)算，忽略轉(zhuǎn)向機(jī)重力和其輸入軸的輸入力，施加到轉(zhuǎn)向機(jī)支架上的載荷可以看成F=13 000 N。

為了簡(jiǎn)化轉(zhuǎn)向機(jī)支架受力情況，分兩種工況：垂臂受向前的推力、受向后的拉力。受力方向也簡(jiǎn)化成平行于支架方向。

1.3 計(jì)算結(jié)果分析

施加約束和載荷后，運(yùn)用求解器求解，得出轉(zhuǎn)向機(jī)支架變形云圖和應(yīng)力分布云圖，應(yīng)力分布云圖見(jiàn)圖3。

根據(jù)有限元分析結(jié)果，在轉(zhuǎn)向機(jī)受到極限扭矩（即垂臂受到極限拉力或推力）的作用下，轉(zhuǎn)向機(jī)支架的最大變形是0.041 mm，最大應(yīng)力為116 MPa。最大應(yīng)力是螺栓孔處，因螺栓孔處的模擬連接與實(shí)際有差異，容易產(chǎn)生應(yīng)力集中，故除去螺栓孔內(nèi)層的最大應(yīng)力值，取其附近的最大應(yīng)力值110 MPa。

最大變形量遠(yuǎn)小于0.5 mm（經(jīng)驗(yàn)值），最大應(yīng)力遠(yuǎn)小于材料的屈服極限510 MPa?？梢?jiàn)轉(zhuǎn)向機(jī)支架初步設(shè)計(jì)方案的強(qiáng)度和剛度遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過(guò)設(shè)計(jì)要求，顯然存在材料浪費(fèi)的問(wèn)題，具有很大的減重的空間。因此，為了減少材料，節(jié)約成本，減輕重量，需對(duì)其進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化分析，并優(yōu)化設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向機(jī)支架。

2 輕量化設(shè)計(jì)

2.1 拓?fù)鋬?yōu)化分析

經(jīng)過(guò)以下步驟進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化分析[7-9]：

建立優(yōu)化變量和空間；定義優(yōu)化位移響應(yīng)；定義優(yōu)化體積響應(yīng)；定義位移約束條件；定義優(yōu)化目標(biāo)函數(shù)；進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化；查看拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果。該轉(zhuǎn)向支架初始結(jié)構(gòu)的拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果如圖4所示，可見(jiàn)具有很大的減重空間。

利用拓?fù)淠Ｐ停瑢?duì)轉(zhuǎn)向機(jī)支架進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，改進(jìn)結(jié)構(gòu)，減少質(zhì)量，并對(duì)新支架進(jìn)行有限元分析，確保其強(qiáng)度和剛度滿足設(shè)計(jì)要求。

根據(jù)上述分析結(jié)果和經(jīng)驗(yàn)，進(jìn)一步對(duì)轉(zhuǎn)向機(jī)支架進(jìn)行優(yōu)化。支架厚10 mm不變，除去翻邊結(jié)構(gòu)，平板支架焊接在固定梁上，并在支架內(nèi)部受力較小的地方設(shè)計(jì)減重孔，如圖5所示，新支架只有6.5 kg。

2.2 驗(yàn)證優(yōu)化效果

按照以上方法重新進(jìn)行有限元分析，優(yōu)化后的轉(zhuǎn)向機(jī)支架的應(yīng)力分布云圖如圖6所示。

轉(zhuǎn)向機(jī)新支架的最大變形是0.053 mm，螺栓孔最大應(yīng)力為114 MPa，取其附近的最大應(yīng)力值112 MPa?？梢耘袛鄡?yōu)化后的轉(zhuǎn)向機(jī)支架強(qiáng)度和剛度仍滿足要求。

對(duì)于全承載結(jié)構(gòu)的客車而言，采用這樣的轉(zhuǎn)向機(jī)支架及固定方式，轉(zhuǎn)向機(jī)的受力比較復(fù)雜，本文只是簡(jiǎn)化模擬，故保留一定的安全系數(shù)取4.55（510/112），大于經(jīng)驗(yàn)值3。當(dāng)然，本文也只是從靜態(tài)受力角度對(duì)轉(zhuǎn)向機(jī)支架進(jìn)行有限元分析，要完全驗(yàn)證還需要實(shí)車試驗(yàn)。

3 結(jié)束語(yǔ)

經(jīng)以上有限元分析、拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)后，在客車板式轉(zhuǎn)向機(jī)支架的強(qiáng)度和剛度滿足性能要求的前提下，質(zhì)量從11.2 kg減少到6.5 kg，減輕41.9%，實(shí)現(xiàn)了輕量化設(shè)計(jì)的目標(biāo)?？梢?jiàn)，在轉(zhuǎn)向機(jī)采用新的布置形式和支架采用新結(jié)構(gòu)的情況下，利用HyperMesh分析轉(zhuǎn)向機(jī)支架受力變形和應(yīng)力分布情況，并參考分析結(jié)果指導(dǎo)優(yōu)化設(shè)計(jì)，這對(duì)設(shè)計(jì)工作有很大的幫助，也具有一定的指導(dǎo)意義[10]。利用CAE分析并優(yōu)化設(shè)計(jì)汽車各系統(tǒng)零部件，減輕質(zhì)量，對(duì)實(shí)現(xiàn)各系統(tǒng)輕量化有重要意義。若優(yōu)化設(shè)計(jì)運(yùn)用到整車設(shè)計(jì)上，整車質(zhì)量必然降低很多，有利于提高整車燃油經(jīng)濟(jì)性[11]。

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