基于ANSYS 的房車主鎖主要傳動(dòng)部件的靜力學(xué)分析

孫偉一，胡靖明，李沫若，楊金發(fā)，張強(qiáng)林，向金田，王壤

（1.730070 甘肅省 蘭州市 甘肅農(nóng)業(yè)大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院；2.315000 浙江省 寧波市 寧波望通鎖業(yè)有限公司）

0 引言

房車旅行（Recreational Vehicle Travel）具有自由、靈活、方便等特征，在中國現(xiàn)代性的背景下，房車旅行將會(huì)越來越被人所接受，給人們創(chuàng)造了在“家”看世界的新方式[1]。由于房車在行駛過程中可能會(huì)受到路面的顛簸或者發(fā)生交通事故，導(dǎo)致車門的打開或者門鎖的變形，影響車內(nèi)人員的安全。因此，在GB 11551-2014《汽車正面碰撞的乘員保護(hù)》[2]中要求汽車在發(fā)生撞擊的過程中車門不得突然打開，在《中國新車評價(jià)規(guī)程》[3]中也規(guī)定，如果在對汽車車門的撞擊中出現(xiàn)車門打開的現(xiàn)象將被扣分。對房車主鎖的靜力學(xué)分析有助于結(jié)構(gòu)和強(qiáng)度的檢驗(yàn)和改進(jìn)，因此具有十分重要的意義。

本文以某房車門鎖零部件為主要研究對象，利用SolidWorks 軟件建立了房車門鎖的3D 模型，導(dǎo)入到ANSYS 軟件中，根據(jù)實(shí)際情況中車鎖的受力方向，在受力點(diǎn)對房車車鎖添加了10g 的慣性載荷，并進(jìn)行了靜力學(xué)分析，得到了保險(xiǎn)水平銷、鎖芯連接塊、鎖舌插銷、鎖舌齒條以及主鎖鎖芯連接塊的應(yīng)力、應(yīng)變云圖，對房車主鎖的主要零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)合理性與強(qiáng)度進(jìn)行分析。

1 ANSYS 的前處理

1.1 ANSYS 有限元平臺的工作流程

有限元法（Finite Element Method）是一種對數(shù)值進(jìn)行近似計(jì)算的方法[4]。ANSYS 是一款功能強(qiáng)大的有限元分析與仿真軟件，基于ANSYS 的機(jī)械結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析已成為工業(yè)生產(chǎn)領(lǐng)域不可或缺的方法[5]。基于ANSYS 的靜力學(xué)結(jié)構(gòu)分析的工作流程主要包括前處理、靜力或動(dòng)力學(xué)的求解和后處理3 個(gè)流程。前處理流程主要包含對零件材料屬性的定義、有限元模型的構(gòu)建、進(jìn)行網(wǎng)格劃分等。通常，相對簡單的ANSYS 模型可以直接在APDL 界面建模，相對復(fù)雜的模型可以利用三維建模軟件CREO 或者SolidWorks 等建模，并將模型導(dǎo)入HyperMesh 中進(jìn)行網(wǎng)格劃分[6]；求解是根據(jù)用戶提供的有限元分析場景的邊界條件以及載荷條件，定義ANSYS 的受力等數(shù)據(jù)；后處理是經(jīng)求解過程后，ANSYS 把后臺計(jì)算結(jié)果反映到的應(yīng)力、應(yīng)變云圖上供用戶使用。

1.2 靜力學(xué)模型的建立

SolidWorks 能夠?qū)⒊叽绾臀恢藐P(guān)聯(lián)起來，從而控制平行度、相切度、垂直度和同心度，在設(shè)計(jì)對象之前為用戶提供更好的尺寸預(yù)覽[7]。將在SolidWorks 中建立的房車主鎖3D 模型導(dǎo)入到ANSYS Workbench 中，導(dǎo)入模型如圖1 所示。當(dāng)鑰匙處于拔下狀態(tài)，設(shè)鎖舌插銷移動(dòng)，必將通過最下層3 個(gè)齒輪帶動(dòng)鎖舌插銷連接塊轉(zhuǎn)動(dòng)，并使內(nèi)撥動(dòng)開關(guān)移動(dòng)，鎖芯連接塊與中心四邊形軸連接，帶動(dòng)鎖芯連接塊轉(zhuǎn)動(dòng)，鎖芯連接塊帶動(dòng)外把手向外彈開，在整個(gè)過程中，內(nèi)撥動(dòng)開關(guān)屬于驅(qū)動(dòng)力，鎖芯中的方軸通過克服2 個(gè)連接塊驅(qū)動(dòng)外把手與鎖舌插銷的扭矩才能轉(zhuǎn)動(dòng)。

圖1 主鎖模型Fig.1 Main lock model

1.3 材料屬性定義

在對房車主鎖主要零部件進(jìn)行有限元分析之前，首先定義零件的材料屬性，如表1 所示。

表1 零部件材料參數(shù)Tab.1 Material parameters of parts

1.4 網(wǎng)格劃分

ANSYS Workbench 軟件為用戶提供了網(wǎng)格映射劃分和自適應(yīng)劃分、尺寸控制劃分、掃掠劃分等多種網(wǎng)格劃分的方法[8]。為了保證計(jì)算效率，提高計(jì)算精度，本次采用自適應(yīng)劃分的方法對保險(xiǎn)水平銷、鎖芯鏈接塊以及鎖舌插銷進(jìn)行網(wǎng)格劃分。保險(xiǎn)水平銷共生成節(jié)點(diǎn)18 387 個(gè)，生成單元10 195 個(gè)，劃分結(jié)果如圖2 所示；主鎖鎖芯連接塊共生成節(jié)點(diǎn)18 295 個(gè)，生成單元10 476 個(gè)，劃分結(jié)果如圖3 所示。鎖舌插銷共生成節(jié)點(diǎn)40 342 個(gè)，生成單元22 208 個(gè)，劃分結(jié)果如圖4 所示。鎖舌齒條共生成節(jié)點(diǎn)13 262 個(gè)，生成單元7 271 個(gè)，劃分結(jié)果如圖5 所示。主鎖鎖芯連接塊共生成節(jié)點(diǎn)66 608，生成單元38 357 個(gè)，劃分結(jié)果如圖6 所示.

圖2 保險(xiǎn)水平銷Fig.2 Safety horizontal pin

圖3 鎖芯連接塊Fig.3 Lock cylinder connecting block

圖4 鎖舌插銷Fig.4 Latch bolt

圖5 鎖舌齒條Fig.5 Latch rack

圖6 主鎖鎖芯連接塊Fig.6 Main lock cylinder connecting block

2 主要零部件的靜力學(xué)分析

2.1 保險(xiǎn)水平銷靜力學(xué)分析

在對該零件分析的過程中，對零件添加豎直向上的10g 慣性載荷，零件經(jīng)ANSYS 后處理求解后得到的保險(xiǎn)水平銷變形圖以及應(yīng)力分布云圖如圖7、圖8 所示，應(yīng)力及應(yīng)變?nèi)绫? 所示，各方向剪切力如表3 所示。

圖7 總變形量云圖Fig.7 Cloud chart of total deformation

圖8 等效應(yīng)力云圖Fig.8 Cloud chart of equivalent force

結(jié)果顯示最大總變形量位置在圖7 所示的水平銷前端處，由表2 知其大小為7.739 9e-5 mm；最大等效應(yīng)力位置在圖8 所示的水平銷根部，由表2 可知其大小為1.385 9 MPa；最大等效塑性應(yīng)變?yōu)?.242 1e-10，最大應(yīng)變量為1.194 4e-15。選擇Force Reaction 單元作為輸出結(jié)果，在鎖舌插銷左側(cè)受最大剪切力，讀表3 可知力的大小為X 方向5.859 7 N，Y 方向-1.109 7e-9 N，Z 方向2.125 8 N，方向與三維建模的坐標(biāo)一致，2 個(gè)方向的合力即為剪切力，大小為6.233 4 N。取保險(xiǎn)水平銷的材料安全系數(shù)為1.8，根據(jù)公式[σ]=σs/n 求出許用應(yīng)力為325.6 MPa，有限元求出最大等效應(yīng)力為1.385 9 MPa，遠(yuǎn)小于材料的許用應(yīng)力。總變形量和等效應(yīng)變不足以致使零件失效，因此保險(xiǎn)水平銷在豎直向上的10g 的慣性載荷下，結(jié)構(gòu)安全可靠，沒有產(chǎn)生明顯形變，滿足零件的強(qiáng)度要求。

表2 保險(xiǎn)水平銷的應(yīng)力、應(yīng)變Tab.2 Stress and strain of safety horizontal pin

表3 保險(xiǎn)水平銷的剪切力Tab.3 Shear force of safety horizontal pin

2.2 鎖芯連接塊的靜力學(xué)分析

在該零件分析的過程中，對零件添加豎直向上的10g 慣性載荷，零件經(jīng)ANSYS 后處理求解后得到的鎖芯連接塊變形圖以及應(yīng)力分布云圖如圖9、圖10 所示，應(yīng)力及應(yīng)變大小如表4 所示，各方向剪切力大小如表5 所示。

表5 鎖芯連接塊的剪切力Tab.5 Shear force of lock cylinder connecting block

圖9 總變形量云圖Fig.9 Cloud chart of total deformation

圖10 等效應(yīng)力云圖Fig.10 Cloud diagram of equivalent stress

結(jié)果顯示最大總變形量位于圖9 所示零件連接銷頂部，由表4 知其大小為1.827 2e-4 mm；最大等效應(yīng)力位置在圖10 所示零件的連接銷根部，讀表4 可知其大小為3.223 5 MPa；最大等效塑性應(yīng)變?yōu)?.384 1e-11，最大應(yīng)變量為6.930 3e-18。

表4 鎖芯連接塊的應(yīng)力、應(yīng)變Tab.4 Stress and strain of lock cylinder connecting block

選擇Force Reaction 單元作為輸出結(jié)果，在鎖舌插銷左側(cè)受最大剪切力，由表5 知力的大小為X方向0.274 48 N，Y 方向-6.317 9 N，Z 方向0.180 83 N，方向與三維建模的坐標(biāo)一致，2 個(gè)方向的合力即為剪切力，為6.326 4 N。取鎖芯連接件的材料安全系數(shù)為2.0，由公式[σ]=σs/n 得許用應(yīng)力為110.5 MPa，有限元求出最大等效應(yīng)力為3.223 5 MPa，遠(yuǎn)小于材料的許用應(yīng)力?？傋冃瘟亢偷刃?yīng)變不足以致使零件失效，因此鎖芯連接塊在豎直向上的10g 的慣性載荷下，結(jié)構(gòu)安全可靠，產(chǎn)生微小變形，滿足零件的強(qiáng)度要求。

2.3 鎖舌插銷的靜力學(xué)分析

鎖舌插銷是外部門把手在使用鑰匙為鎖止的狀態(tài)下，保證門鎖自鎖的重要零部件。在對該零件分析的過程中，對零件添加豎直向上的10g 慣性載荷，零件經(jīng)ANSYS 后處理求解后得到的鎖舌插銷變形圖以及應(yīng)力分布云圖如圖11、圖12 所示，應(yīng)力及應(yīng)變大小如表6 所示，各方向剪切力如表7 所示。結(jié)果顯示產(chǎn)生最大總變形量位于圖11 所示右上端拐角處，由表6 知其大小為1.266 5e-6 mm；最大等效應(yīng)力的位置在圖12 所示箭頭所指處，讀表6 可知其大小為0.174 69 MPa，最大等效塑性應(yīng)變?yōu)?.042 3e-10，最大應(yīng)變量為7.388 4e-18。選擇Force Reaction 單元作為輸出結(jié)果，在鎖舌插銷左側(cè)受最大剪切力，讀表7 可知力的大小為X 方向7 N，Y 方向9.595 3e-10 N，Z 方向1.509 3 N，方向與三維建模的坐標(biāo)一致，2 個(gè)方向的合力即為剪切力，為7.160 9 N。取鎖舌插銷材料安全系數(shù)為1.8，由公式[σ]=σs/n 求出許用應(yīng)力為325.6 MPa，有限元求出最大等效應(yīng)力為0.174 69 MPa，遠(yuǎn)小于材料的許用應(yīng)力?？傋冃瘟亢偷刃?yīng)變不足以致使零件失效，因此鎖舌插銷在豎直向上的10g 的慣性載荷下，結(jié)構(gòu)安全可靠，沒有產(chǎn)生明顯變形，滿足零件的強(qiáng)度要求。

圖11 總變形量云圖Fig.11 Cloud chart of total deformation

圖12 等效應(yīng)力云圖Fig.12 Cloud diagram of equivalent stress

表6 鎖舌插銷的應(yīng)力、應(yīng)變Tab.6 Stress and strain of latch bolt

表7 鎖舌插銷的剪切力Tab.7 Shear force of latch pin

2.4 鎖舌齒條的靜力學(xué)分析

在對該零件分析的過程中，對零件添加豎直向上的10g 慣性載荷，零件經(jīng)ANSYS 后處理求解后得到的鎖舌齒條變形圖以及應(yīng)力分布云圖如圖13、圖14 所示，應(yīng)力及應(yīng)變?nèi)绫? 所示，各方向剪切力如表9 所示。結(jié)果顯示產(chǎn)生最大總變形量的位置在圖13 所示的兩端處，讀表8 可知其大小為3.612 8e-4 mm；產(chǎn)生最大等效應(yīng)力的位置在圖14所示的箭頭處，讀表8 可知其大小為1.679 4 MPa，最大等效塑性應(yīng)變?yōu)?.222 7e-10，最大應(yīng)變量為1.639 1e-13。選擇Force Reaction 單元作為輸出結(jié)果，在鎖舌齒條左側(cè)受最大剪切力，讀表9 可知力的大小為X 方向5.38 N，Y 方向-6.023 1e-10 N，Z 方向?yàn)?.765 21 N，方向與三維建模的坐標(biāo)一致，兩個(gè)方向的合力即為剪切力，為5.434 1 N。

圖13 總變形量云圖Fig.13 Cloud chart of total deformation

圖14 等效應(yīng)力云圖Fig.14 Cloud diagram of equivalent stress

表8 鎖舌齒條的應(yīng)力、應(yīng)變Tab.8 Stress and strain of latch rack

表9 鎖舌齒條的剪切力Tab.9 Shear force of latch rack

取鎖舌齒條的材料安全系數(shù)為1.8，根據(jù)公式[σ]=σs/n 求出許用應(yīng)力為325.6 MPa，有限元求出最大等效應(yīng)力為1.679 4 MPa，遠(yuǎn)小于材料的許用應(yīng)力?？傋冃瘟亢偷刃?yīng)變不足以致使零件失效，因此鎖舌齒條在豎直向上的10g 的慣性載荷下，結(jié)構(gòu)安全可靠，沒有產(chǎn)生明顯形變，滿足零件的強(qiáng)度要求。

2.5 主鎖鎖芯連接塊的靜力學(xué)分析

在對該零件分析的過程中，對零件添加豎直向上的10g 慣性載荷，零件經(jīng)ANSYS 后處理求解后得到的主鎖鎖芯變形圖以及應(yīng)力分布云圖如圖15、圖16 所示，應(yīng)力及應(yīng)變?nèi)绫?0 所示，各方向剪切力如表11 所示。

圖15 總變形量云圖Fig.15 Cloud chart of total deformation

圖16 等效應(yīng)力云圖Fig.16 Cloud diagram of equivalent stress

分析結(jié)果顯示產(chǎn)生最大總變形量的位置在圖15 所示零件的連接銷處，讀表10 可知其大小為6.362 1e-4 mm；產(chǎn)生最大等效應(yīng)力的位置在圖16所示箭頭處，讀表10 可知其大小為5.514 2 MPa，最大等效塑性應(yīng)變?yōu)?.129 3e-9，最大應(yīng)變量為6.277 3e-18。選擇Force Reaction 單元作為輸出結(jié)果，在鎖舌插銷左側(cè)受最大剪切力，讀表11 可知力的大小為X 方向0.798 12 N，Y 方向2.503 6e-9 N，Z 方向?yàn)?.216 4e-10 N，方向與三維建模的坐標(biāo)一致，2 個(gè)方向的合力即為剪切力，為0.798 12 N。取主鎖鎖芯連接件材料安全系數(shù)為2.0，由[σ]=σs/n求出許用應(yīng)力為110.5 MPa，有限元求出最大等效應(yīng)力為5.514 2 MPa，遠(yuǎn)小于材料的許用應(yīng)力。總變形量和等效應(yīng)變不足以致使零件失效，因此主鎖鎖芯連接塊在豎直向上的10g 的慣性載荷下結(jié)構(gòu)發(fā)生變形，但仍滿足零件的強(qiáng)度要求。

表10 主鎖鎖芯連接塊的應(yīng)力、應(yīng)變Tab.10 Stress and strain of lock cylinder connecting block

表11 主鎖鎖芯連接塊的剪切力Tab.11 Shear force of main lock cylinder connecting block

3 結(jié)語

本文通過有限元法，借助ANSYS Workbench以及SolidWorks 軟件，對房車主鎖的主要零部件進(jìn)行靜力學(xué)分析，得到了其應(yīng)力、應(yīng)變的分析情況。分析結(jié)果顯示，房車主鎖的主要零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)合理，強(qiáng)度滿足標(biāo)準(zhǔn)要求，總變形量和等效應(yīng)變不足以致使零件失效，沒有出現(xiàn)較大的變形及應(yīng)力集中的情況，安全性和可靠性較高，能夠滿足房車在日常行駛中的安全要求。

此研究方法也可以用于房車主鎖主要零部件的優(yōu)化和改進(jìn)，為相似零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)以及分析提供參考，從而為下一步房車主鎖的強(qiáng)度分析提供可靠的基礎(chǔ)。