汽车打包机门盖有限元分析及优化设计

张　婷，章泳健，戴国洪，3

（1.江苏理工学院 机械工程学院，江苏 常州 213001；2.常熟理工学院 机械工程学院，江苏 常熟 215500；3.江苏省机电产品循环利用技术重点建设实验室，江苏 常熟 215500）

汽车打包机门盖有限元分析及优化设计

张婷1，章泳健2，戴国洪2，3

（1.江苏理工学院 机械工程学院，江苏 常州 213001；2.常熟理工学院 机械工程学院，江苏 常熟 215500；
3.江苏省机电产品循环利用技术重点建设实验室，江苏 常熟 215500）

针对某汽车打包机门盖的结构特点，运用有限元分析技术并结合优化设计方法，建立了门盖的有限元计算模型，进行了高级非线性分析，给出了门盖在额定载荷时的位移和应力分布情况，指出了门盖的薄弱环节，并对门盖的几何参数进行静态特性的灵敏度分析.在此基础上，确定了门盖主要设计参数的变化对门盖应力的影响规律.通过修改设计参数对门盖进行结构优化，使门盖结构既满足设计要求，又达到质量轻、成本低的目的.

打包机门盖；有限元分析；灵敏度分析；优化设计

汽车打包机是用于将废旧汽车的外壳冷态束块打包，使之形成紧密的长方体包块，便于储存和运输的重载工程机械［1］，如图1所示.门盖作为打包机的重要运动部件，在工作循环中主要用来预压物料，使料箱形成封闭的压缩室，其力学性能直接影响打包机的工作可靠性与使用寿命.目前，门盖的设计主要依赖工程师的设计经验，对筋板的数量、厚度及布置位置等参数对性能的影响没有进行深入研究，从安全的角度出发，结构设计得比较粗笨，存在较大的结构优化空间.

图1　汽车打包机的三维模型

由于不同车型的汽车外壳结构不同，选用的材料也不同，同时门盖与汽车壳体之间的接触过程非常复杂，涉及到大位移、大变形等非线性问题，采用理论计算方法难以获得门盖在工作过程中的应力分布情况.本文运用SIEMENS NX软件作为研究工具，对打包机门盖及车壳简化模型进行建模，并运用其集成的NX NASTRAN软件对反映打包过程的接触计算模型进行高级非线性结构分析.然后在灵敏度分析的基础上继续对门盖进行结构优化，使设计更为合理，降低制造成本、减少原材料的浪费.采用有限元法对门盖进行结构分析，可获取其在工作状态下的应力、变形的分布规律，从而指导门盖的结构设计与优化.

1　建模与受力分析

门盖在工作时与汽车壳体之间的接触过程非常复杂，不仅涉及到接触、大位移、大变形等非线性问题，而且由于不同车型的汽车外壳结构不同，选用的材料也不同，所以研究时必须考虑汽车壳体模型.由于研究的主体是门盖，而推动门盖的主动力已知，汽车壳体只是力传递的边界条件，所以引入汽车壳体的简化模型.汽车壳体采用一般小轿车大小4500×1750×1300的简化模型，其材料模型采用线弹性模型，弹性模量取相比结构钢较小的值，这样既可以模拟在压缩过程中出现的较大变形，又避免引入材料非线性影响计算效率，同时对门盖的应力和变形计算影响很小.

根据门盖的结构形式和特点，CAE建模时采用壳单元（Shell Element）来划分网格.在不影响分析结果的前提下对门盖进行了必要的简化，如忽略了螺纹孔、圆角及倒角等特征，从而提高有限元模型的质量、减小模型的计算规模.分析模型如图2所示.

在工作过程中，门盖主要受到油缸的推力和物料的反力，其中油缸的推力为主动力.油缸对门盖的推力方向沿油缸的轴线方向，取油缸与水平方向夹角为α，则油缸对门盖推力F在水平、竖直方向分力分别为：Fx=F sin α Fy=F cos α

由打包机模型可知，门盖在关闭的过程中，随着α越来越小，门盖对物料的竖直压力也减小，因此取门盖与汽车壳体刚接触时即竖直分力最大为极限边界条件.

图2　分析模型

2　有限元分析

门盖闭合过程中，门盖与汽车壳体之间存在接触非线性.同时，工作过程中汽车壳体的刚度不是恒定的，它随着变形的大小而变化，即存在几何非线性.因此本文作SOL601，106高级非线性静力学分析.非线性分析和线性分析相比，非线性分析的计算时间和计算机存储量要大得多，而且在数值计算方法和求解参数的设定上有较大区别［2］.

边界条件包括载荷、约束和仿真对象［3］.在门盖的左右轴套上分别施加轴承力，力的大小为800 KN，方向为沿着油缸的轴向，指向门盖.在汽车壳体的底部作固定约束、门盖的旋转轴处作销钉约束.同时，忽略门盖组件各结合面之间的接触变形，近似将各接触部分看作刚性接触，在FEM下为门盖的各边、面之间添加1D连接［4-5］.门盖与汽车壳体之间的接触是非线性的，在仿真模型下，定义高级非线性接触，汽车壳体作为“源区域”，门盖底板作为“目标区域”，“接触参数”保持默认.有限元计算模型如图3所示，分析结果如图4所示（只显示门盖）.

图3　有限元计算模型

根据图形可知门盖最大等效应力为170.76 MPa.应力主要集中在门盖的左右轴套上，即油缸与门盖连接处.门盖的材料为Q235号钢，屈服强度为235 MPa，可见在该工况下门盖满足强度要求.

3　优化设计

有限元分析的最终目的是进行优化设计，现在需要对门盖结构进行优化，优化的目标是模型的重量最小［6-7］.约束条件是在不改变门盖模型网格划分、边界约束和载荷大小，并能满足强度要求的前提下，控制最大等效应力值不超过材料屈服强度的70%（约165 MPa）.

3.1筋板的布置

根据分析结果可知，应力主要分布在左右轴套处，大部分的筋板受力极小，因此，可通过布置筋板的分布进行优化设计.为便于加工和装配，门盖筋板布置采用均匀分布的方式.设计变量为筋板的数量，原结构中单行设置的筋板数量为10，考虑减重的目标及结构的稳定性，取筋板数量为3-7.

图5为筋板数量与门盖最大应力和位移关系，图6为不同筋板数量对应底板的应力分布图.结果表明筋板数量对门盖的最大应力（轴套处）影响较小，对门盖底板的应力分布位置影响较大.底板最大应力发生在门盖油缸轴线方向上的临近筋板与主横筋板接触处，最大应力为N=4时σmax=61.52MPa.综合考虑最大应力、最大位移和底板的应力分布，以及实现减重的目的，确定新结构的筋板数量为4.

3.2筋板厚度的优化

图4　门盖位移和应力分布

图5　筋板数量与门盖应力、位移关系

图6　筋板数量与底板应力分布

3.2.1灵敏度分析

灵敏度分析是为优化设计做铺垫.通过灵敏度分析可以确定模型各参数对输出结果影响的大小.在模型校正过程中重点考虑对输出结果影响较大的参数，排除那些对输出结果影响很小的参数，这将在很大程度上减小模型校正的工作量，提高优化设计的效率［8-9］.

NX高级仿真中几何优化模块下提供了全局灵敏度解算方案.设计目标为门盖的重量最小，约束条件为门盖的最大应力，设计变量为筋板厚度.为便于加工与安装，门盖结构中相同结构的尺寸应保持一致.筋板厚度参数主要包括底板厚度T1、主横筋板厚度T2、横筋板厚度T3、竖筋板厚度T4、轴套厚度T5、前板厚度T6、门盖耳套帮板厚度T7和其他筋板厚度T8.对上述筋板厚度进行全局灵敏度分析，获得各参数对设计目标影响的全局灵敏度曲线，最后将所有灵敏度曲线调整到一幅图表中进行比较，根据各参数的全局灵敏度曲线的斜率大小判断设计参数对设计目标的灵敏程度，最终确定T1、T2、T3、T4.根据各参数对约束条件的影响曲线，确定T5.全局灵敏度曲线如图7所示.

由图7（a）可知底板、主横筋板、横筋板及竖筋板的厚度对门盖的重量影响较大，其中底板的影响最大.由图7（b）可知轴套的厚度对约束条件的影响最大.为提高门盖强度以及减轻门盖的重量，主要对底板、主横筋板、横筋板、竖筋板厚度进行减小，同时适当增加轴套的厚度.

图7　厚度T的灵敏度曲线

3.2.2尺寸优化

尺寸优化是建立在数学规划论的基础上，在满足给定条件下达到最佳经济技术指标［10］.NX高级仿真结构优化的解算器采用的是美国Altair公司的Altair HyperOpt，它拥有高效、强大的设计优化能力.

表1　各参数的取值范围

结合以上分析结果，进行筋板数量等于4时筋板厚度的优化分析.在“几何优化”对话框中作如下设置：①定义目标：重量定为最小；②定义约束：门盖上的最大等效应力为165 MPa；③定义设计变量见表1；④控制参数：选择最大迭代次数为20.

表2　优化前后结果对比

经解算，找到最佳方案：底板厚度由原来的52 mm修改为45 mm，主横筋板厚度由原来的50 mm修改为45 mm，横筋板厚度由原来的25 mm修改为20 mm，竖筋板厚度由原来的20 mm修改为16 mm，轴套厚度由原来的34.5 mm修改为35.2 mm，为了便于生产，将轴套的厚度圆整为35.5 mm.优化后与优化前的分析结果对比见表2.

从计算结果可看出，优化后的门盖强度得到明显提高.另外，重量由原来的10496 kg降低为8786 kg，减重17.2%，取得了优化设计的预期效果.

4　结论

通过对汽车打包机门盖的有限元计算模型进行非线性分析，得出了门盖在额定载荷下的应力和位移情况.从门盖的应力云图的动态显示过程可直观地找出门盖的薄弱环节，为门盖的结构优化提供了依据.通过对门盖主要设计参数的全局灵敏度分析，给出了对门盖重量影响较大的参数，提高了优化设计的效率.通过对门盖结构的优化设计，提高了门盖的强度，减轻了重量，降低了生产成本，取得了优化设计的预期效果.

［1］阮景能，贺元成，徐俊.基于150t打包机压头结构的优化设计［J］.现代机械，2012（1）：51-53.

［2］沈春.UG NX 7.0有限元分析入门与实例精讲［M］.北京：机械工业出版社，2010.

［3］朱崇高，谢福俊.UG NX CAE基础与实例应用［M］.北京：清华大学出版社，2010.

［4］李春亭.NX CAE应用实战案例精粹［M］.北京：电子工业出版社，2009.

［5］贾萧，章泳健，戴国洪.龙门剪切机料箱的结构分析与优化［J］.组合机床与自动化加工技术，2014（9）：29-32.

［6］童钦，孟广耀，黄居鑫，等.UG和ANSYS结构优化设计比较［J］.装备制造技术，2014（6）：115-117.

［7］张新明，周文明，周东伟.基于UG的三轮汽车转向联板有限元分析及优化设计［J］.农业装备与车辆工程，2014，52（7）：68-70.

［8］周孜亮，王贵飞，丛明.基于ANSYS Workbench的主轴箱有限元分析及优化设计［J］.组合机床与自动加工技术，2012（3）：17-20.

［9］丛明，房波，周资亮.车-车拉数控机床拖板有限元分析及优化设计［J］.中国机械工程，2008，19（2）：208-213.

［10］郭垒，张辉，叶佩青，等.基于灵敏度分析的机床轻量化设计［J］.清华大学学报，2011（6）：846-850.%

Finite Element Analysis and Optimization Design of the Door Cover of a Car Baler

ZHANG Ting1，ZHANG Yong-jian2，DAI Guo-hong2,3
（1.School of Mechanical Engineering,Jiangsu University of Technology,Changzhou 213001,China；2.School of Mechanical Engineering,Changshu Institute of Technology,Changshu 215500,China；3.Jiangsu Key Laboratory of Recycling and Reuse Technology for Mechanical and Electronic Products,Changshu 215500,China）

According to the structure of the door cover of a car baler，this paper established the finite element （FE）model and presented the advanced nonlinear statics of the door cover by means of FE method.The displace⁃ment and stress distribution of the door cover with full load were given,and the weaknesses of the door cover were found.And the sensitivity analysis based on statics performance of the geometrical parameters of the door cover was performed.Furthermore,the Von Mises affected by the value of the chief parameters of the door cover were confirmed.Finally,the door cover was optimized by modifying the design parameters.As a result,the struc⁃ture of the door cover meets the design requirements and reaches the purpose of light weight and low cost.

the door cover of a car baler；finite element analysis；sensitivity analysis；optimization design

TP391

A

1008-2794（2015）02-0013-05

2014-12-07

江苏省科技支撑计划项目“报废汽车材料回收工艺及装备关键技术研究”（BE2013060）

通讯联系人：戴国洪，教授，工学博士，硕士生导师，研究方向：数字化制造工艺、机械产品循环利用与装备技术，E-mail：dgh@cslg.cn.