铝合金客车转向柱支架优化设计

郝守海 王华武 徐茂林 田静

摘要：在整车CAE分析和实验验证符合装车要求的基础上，采用Hyperworks软件对现有的铝合金转向柱支架进行有限元分析，以原有结构的静态性能为参考，采用Optistruct软件进行拓扑优化和尺寸优化分析。通过三轮优化分析，最终设计出全新的转向柱铝合金固定支架。结果表明，在保证转向柱支架使用性能的情况下其重量有了明显的降低，轻量化效果达到66.9%，同时零部件数量和铆钉数量也有了明显的减少，并且生产操作更方便。

主题词：客车;铝合金;Hyperworks;有限元分析;优化设计

中图分类号：U463.83+1 文献标识码：A 文章编号：1005-2550（2018） 02-0015-06

随着国际能源的日趋紧张，汽车轻量化逐渐提上日程，铝合金化对减轻汽车自重具有重要意义，也是近几年来国际汽车领域的一个研究热点。客车实现轻量化的最行之有效的措施就是利用铝合金材料代替钢材料，而铝合金客车的核心技术在于骨架连接，目前连接主要有焊接和铆接两种。本文原转向柱固定支架采用L形接头、平板接头和铝型材骨架铆接而成，在某客车的CAE分析中已经证明其满足使用要求，但在装车过程中发现其结构复杂，制作工艺繁琐，生产效率低，而且重量偏大，因此有必要对其进行结构优化。

1 原结构方案及其有限元分析

1.1原结构方案

原转向柱固定支架结构如图1所示，其利用L形铝合金接头和平板接头进行铆接连接，并固定在铝合金前围骨架上，而铝合金管材和转向柱之间仍采用钢制折弯板进行过渡连接。该结构共计采用零件22个，铆钉92个。

原铝合金固定支架是在钢支架基础上进行简单的铝材替换，由于结构复杂且接头较多，轻量化效果轻微。在某客车的10个工况下的CAE分析中，该铝合金固定支架的最大应力值为74.15 Mpa，仅为该材料疲劳极限的57%，证明其满足使用要求。因此在优化过程中不再对钢结构支架进行分析，也不再考虑转向柱支架在整车模型上的验证分析，仅以原有铝合金支架为参考进行优化，并对比优化前后的分析结果，以确认新方案是否可行。

1.2原支架有限元分析

目前，国外大型商业CAE软件如Hyperworks、ANSYS、Nastran、Tosca等已经具备对结构进行拓扑优化的能力。本文用Hyperworks软件的Hypermesh模块进行有限元建模，用Optistruct模块进行结构优化分析。

对原支架的分析，用于了解其受力变形和应力分布情况，以便进行下一步优化设计。支架材料特征如下表1所示：

1.2.1 有限元模型及边界条件

进行支架有限元分析的模型包括三根前围骨架梁、固定支架和钢制折弯板，根据这些零部件的材料和料厚对有限元网格进行集合划分，原有转向柱固定支架CAE分析模型如图2所示，有限元模型共分为6个集合，总计125640个单元。

对分析模型进行边界条件设定时，约束上主要是对前围骨架梁上方横梁的两端和下方竖梁的底端进行三个方向上的位移约束，而载荷的施加是在转向柱连接的位置施加三个方向上的集中力和Y向上的扭矩载荷，具体是：工况一是施加一个竖直向下1000 N的力，工况二是施加一个与X向相反大小为1000 N的力，工况三是施加一个与Y向相同大小为1000 N的力，工况四是施加一个与Y向相同大小为100 000 Nmm的扭矩载荷。

1.2.2 原结构分析结果

施加约束和载荷后，运用求解器求解，得出转向柱支架在四个工况下的变形云图和应力分布云图，如图3和图4所示分别为工况一支架的变形云图和应力云图。

结果显示，四个工况下的最大变形部位均在与转向柱连接的折弯板的下端，而最大应力点也都在折弯板上，具体数据如下表2所示：

2 新支架优化设计

新支架的设计思路是利用一个单一的固定支架代替原有多个零部件组合而成的分体结构，新支架采用铝合金挤压型材经过切割加工制作而成。本文提出了拓撲优化和尺寸优化相结合的优化方法进行分析，在支架优化过程中需要经过三步操作，即铝型材截面形状的拓扑优化、固定支架的三维拓扑优化和尺寸优化。

2.1横截面形状拓扑优化

结构拓扑优化能在工程结构设计初始阶段为设计者提供一个概念设计。一般情况下，在进行结构拓扑优化前，首先要根据要求的设计结构特点定义结构的初始区域，然后根据结构所要满足的功能选择合适的目标函数。目前结构拓扑优化的目标函数一般是结构的变形能、模态频率和由两者共同组成的多目标函数。

在横截面网格建模时，首先将原有转向柱固定支架沿X轴进行投影，形成支架的外廓边界。根据支架结构形式确定出如图5所示的CAE拓扑优化模型，网格边长设定为1 mm，并将其划分为两个集合，一个是外圈不参与拓扑优化的网格，另一个是进行拓扑优化的内部网格，合计网格数量为24652。优化模型载荷约束施加在左侧边的节点上，根据需要选取了7部分节点施加三个方向上的位移约束，在右端的刚性元主动点上施加一个大小为50 N的集中力，方向向下。

初步静态应力分析显示，施力点的最大变形量为0.095 mm。

在拓扑优化时，设定优化网格最小宽度为2 mm，最大宽度为20 mm，要求施力点的最大变形量不超过1 mm，而优化目标是整个区域的体积分数，即要求优化体积尽量小。

经过56步迭代完成横截面形状的拓扑优化，图6所示为设置密度阈值为0.2的优化结果。由该分析结果可以看出，挤压型材的横截面图形为在保留外圈网格的基础上再在内部增加“y”形加强筋。

2.2转向柱支架拓扑优化

由优化结果确定了型材的截面形状，然后根据转向柱固定支架的长度和安装点建立三维空间的壳网格，图7为根据横截面拓扑优化结果建立的支架CAE分析模型，支架拓扑优化网格由10个集合组成。该拓扑优化网格是支架的基本型，型材壁厚暂定为4 mm，加强筋壁厚定为2 mm。本次的优化目的是对三维空间的支架网格进行拓扑优化，以实现结构轻量化。

三维有限元模型的载荷施加采用与原结构分析相同的布置形式，在贴近前围骨架的竖板两侧各施加7各螺栓固定约束，而在支架的施力点施加集中力或扭矩载荷，其大小和方向与原结构分析模型相同，形成4个工况。

经过49步迭代完成三维网格的拓扑优化，图8为设置密度阈值为0.2的优化结果轴视图，图9为设置密度阈值为0.2的优化结果的俯视图。由分析结果看出，固定支架需要保留的网格为条带状组合体，而且其俯视图显示网格基本上可以重合，利用这一特点可以在竖直方向上对支架进行相似处理，即保证支架在俯视投影上互相重合。

2.3支架尺寸优化

参考三维网格拓扑优化结果建立支架的最终有限元模型。图10为转向柱支架有限元模型网格图，支架网格划分为12个网格集合，网格成左右对称结构，在X轴向上保证料厚一致，便于型材挤压。由图11的支架网格俯视图可以看出，支架网格沿Z轴的投影互相重合，这样便于在支架生产时可以采用贯穿切割。同样由图12的支架网格正视图可以看出，支架的中间减重孔沿Y轴的投影也是重合的，这样可以一次性完成对六边形减重孔的切割。

将新支架装入前围骨架梁上，保证前围横梁和竖梁结构不变，仅调整部分连接接头，形成与原结构相似的有限元模型，载荷延续拓扑优化三维网格的施加方式，大小和方向也与其相同。

尺寸优化设置时，对12个网格集合设定初始料厚为6 mm，最小料厚为2 mm，最大料厚为6 mm。优化响应值设定为四种工况下施力点的静态变形量，以及整体重量和支架附近的静态应力。优化约束参照原结构分析结果设定，分别为工况一最大变形为小于1 mm，工况二最大变形为小于0.5 mm，工况三最大变形为小于0.8 mm，工况四最大变形为小于0.8 mm，且四个工况下的最大应力值均小于200 Mpa。优化目标要求为整体重量最小。

经过4步迭代完成支架的尺寸优化分析，结果显示：转向柱固定支架的壁厚分为7组，分别为4.45、2.0、2.57、3.08、2.05、2.13和3.63，其中2.0 mm厚的网格集合有6個。根据支架的尺寸优化结果调整网格集合的料厚属性，具体料厚数据参见图13的转向柱支架料厚尺寸图，其相对于尺寸优化结果有所调整。

对原支架和新支架进行对比分析，结果如表3所示，各工况下新支架的最大变形量均小于原支架的变形值。在工况一下，新支架的最大应力值大于原支架的应力值，但考虑到在整车结构分析时支架部位的最大应力值远小于材料的疲劳极限，可认为该处应力值对整车影响小，能够满足装车要求。

根据支架尺寸优化结果，建立三维数模（见图14的转向柱支架三维数模图），并增加相应圆角，以便改善应力集中的问题。最终转向柱支架零部件数量为1个，铆钉数量为14个。

优化后的支架便于采用铝合金挤压型材进行制作，在保证支架性能的情况下实现零件轻量化，新支架重量降至0.97Kg，相对于原支架（重2.93Kg）减重率达到66.9%，同时其安装操作非常简便，有利于降低人工成本。

该转向柱支架在试制样车中进行了装车试用，并跟车完成了相关整车试验，未出现不良现象，可认为满足使用要求。

3结束语

本文在铝合金转向柱支架设计中采用拓扑优化和尺寸优化相结合的设计方法，实现了双重轻量化减重效果，既解决了结构优化问题又解决了壁厚最小化问题，同时达到了利用铝合金挤压型材生产转向柱支架的目的。结果表明在保证使用性能的情况下，采用CAE优化设计可以有效的实现汽车零部件轻量化，对于铝合金挤压型材制作的零部件，更适合采用本方法进行轻量化设计。