基于ABAQUS和Optistruct的商务车副车架的优化设计*

2011-05-28廖抒华成传胜

组合机床与自动化加工技术 2011年8期

廖抒华，成传胜

(广西工学院汽车工程系，广西柳州 545006)

0 前言

随着人们生活水平的提高，对汽车的舒适性和操纵稳定性有了更高的要求。副车架对整车的舒适性有着重要影响，其在阻隔振动和减少噪声方面发挥着重要作用，同时提高了悬挂系统的连接刚度，给总成部件安装带来了方便［1］。本文根据某公司开发的新型商务车副车架进行了强度分析，根据分析结果找出了应力较大的位置并提出了在满足应力的要求下的优化设计方案，优化后副车架的总质量得到了减少［2］。通过对比分析，副车架的整体强度满足要求且优化后的应力更加均匀合理，并经台架试验验证，所做的优化是正确合理的，该优化设计方法具有一定的实用性，也为同类车型的副车架开发提供了一定的参考价值。

1 副车架几何模型的建立

根据设计要求，该副车架上需安装动力总成前悬置支架、转向机支架、下摆臂连接支架以及稳定杆安装衬套。初步设计出来的副车架共由前横梁、左右纵梁以及连接支架组成，梁的结构为钣金经冲压件，为槽形结构。副车架几何模型如图1所示。

图1 副车架几何模模型

2 有限元模型的建立

在UG中将模型存为IGES数据格式导入到Hypermesh中，模型共包含30个部件。采用前处理软件Hypermesh划分网格，网格划分前对各结构件进行分块组织，以便于后续网格的划分和管理。网格划分前需对几何模型进行清理，去除对分析结果影响小的小圆孔以及小圆角等几何区域，以提高网格划分的速度和保证网格的质量。本文采用PSHELL单元进行网格的划分，划分后的单元总数为188023个，节点数为163198个。其中六面体单元为38744个，焊接单元4166个，四边形单元140065个，三角形单元5216。并在Hypermesh中赋予材料属性和板厚，其材料特性见表1。

表1 副车架各部件的材料属性和几何属性

在Hypermesh中划分后的网格模型如图2所示。

图2 副车架有限元模型

3 副车架的强度分析

随着CAE技术在汽车零部件性能分析中的应用，有限元分析技术已经成为汽车结构性能分析中必不可少的内容。根据分析结果可以找出结构应力集中区域，进而对其进行优化以提高刚度和强度，满足相关的力学性能要求［3］。

3.1 边界条件及载荷处理

根据副车架上的零部件硬点坐标，应用ADAMS动力学分析软件建立仿真模型，然后分析各工况的载荷数据。边界约束处理方法:根据底盘结构，与正车架连接的六个套筒处进行六个自由度的全约束，各个连接硬点施加载荷。本文从十个工况中提取五个较大载荷工况进行CAE分析。因篇幅有限，只列出极限转向工况的载荷分析数据见表2。

表2 极限转向工况载荷数据

3.2 强度计算与结果分析

将划分好网格的副车架有限元模型以INP格式导入到ABAQUS中进行分析［4］，从十个工况中选择载荷较大的五个工况进行强度分析，计算结果见表3。

表3 副车架各工况应力对比

从表3中可以看出副车架的最大应力值为199.5Mpa，其应力集中区域如图3所示，应力集中出现在前悬架下摆臂连接支架处，此区域整体应力为133Map以下。该最大应力属于局部应力集中，不能作为评判零件失效与否的标准，而应参考零件的整体应力响应水平。

图3 极限转向工况下的应力云图

图4为副车架整体应力云图，图5为右纵梁局部应力云图，由图4中可以看出应力主要集中在与前悬架下摆臂连接支架的右纵梁处，其在极限转向工况下右下摆臂受力较大。

如图6为极限转向工况下的位移云图，从图中可以看出最大位移产生在副车架右纵梁内侧处，最大位移值为0.4764mm，而副车架的整体变形比较平滑，符合要求。

图6 极限转向工况下的位移云图

4 副车架的轻量化设计

从分析结果中可以看出，副车架的整体应力都偏小，小于该材料的屈服应力320MPa，有较大的裕量，可以进行轻量化设计［5］。

4.1 设计变量的选择

综合考虑副车架的结构形式和布置要求，选取副车架的前后纵梁、左右横梁、下摆臂连接支架、转向机连接支架以及附属板件的厚度作为优化的设计变量［6］，共有七个设计变量。通过各结构件的厚度的变化来改善副车架的刚度和强度，使应力分布更加趋于合理。设计变量的选择及取值范围见表4。

表4 设计变量及取值范围

4.2 约束条件的选择

从上述分析结果中可以看出副车架在各工况下整体应力都较小，综合考虑各方面的因素，选择材料的屈服强度作为约束条件［7］，即各工况最大应力不超过副车架材料SAPH440的屈服极限320Mpa。

4.3 目标函数的选择

选择副车架的总质量作为此次优化的目标，由于副车架是同一种钢材，即选择副车架的体积最小为目标函数。

4.4 优化分析

在Optistruct中设置好各个变量参数和响应［8］，并施加五个较大工况的载荷以及边界条件，经迭代运算并综合权衡各个工况优化值得到各个设计变量最终优化值见表5。

表5 尺寸优化结果

极限转向工况的目标函数迭代收敛图如图7所示。

图7 极限转向工况目标函数迭代收敛图

4.5 优化后的副车架有限元分析

对优化后的副车架进行有限元分析，分析结果见表6，表中包括优化前后的应力和位移分析比较。

表6 优化前后的副车架应力对比

图8为优化后的副车架极限转向工况应力云图，从图中可以看出，最大应力位置出现在稳定杆衬套安装位置，此处因圆孔耦合导致应力集中，而下摆臂连接支架应力分布均匀，满足性能要求。

图8 优化后极限转向工况下的应力云图

4.6 台架试验

根据上述分析将改进前后的副车架进行台架试验［9］，副车架台架试验如图9所示。将确定的疲劳计算参数对改进前方案和改进后方案进行S-N(全寿命)分析［10］，分析结果显示改进前的副车架在进行到5×105次时在下摆臂连接支架处出现了裂纹，而优化后的副车架进行到近1×106万次时裂纹出现在稳定杆衬套连接处，此处因圆孔应力集中导致，而下摆臂连接支架无裂纹产生，台架试验与仿真结果相吻合，表明所做的改进思路是正确的。