轻量化优化设计（精选十篇）
轻量化优化设计 篇1
1、移动最小二乘近似模型下的汽车轻量化设计
现如今, 汽车已经成为人们生活中的重要交通工具之一, 且对汽车使用价值的要求很高, 保证汽车性能的稳定性, 提高汽车行驶的安全性是首要考虑的话题。影响汽车安全性的因素为变形吸能的零部件, 如耐撞盒、前纵梁等。这些零部件在运行的过程中, 会对汽车碰撞时的加速度或力构成很大的影响, 可见, 保证薄壁吸能部件的质量是关键, 也是汽车开展轻量化设计的关键所在。仅仅依靠优化设计薄壁吸能零部件是不够的, 还要深度研究汽车的高强度钢板在吸能上的特征表现。为此, 以DP600高强度钢的吸能盒为对象[1], 将多种近似模型应用到研究中, 发现其中最为有效的当属移动最小二乘近似模型, 能及时获取大变形、非线性数据以及噪声等信息, 该模型的应用取得了理想的效果, 通过不断的探索与实践, 将其应用到汽车的全车轻量化设计之中。
圆形吸能盒耐碰撞性的近似模型设计, 应针对吸能盒耐撞问题进行研究, 将多项式响应面近似模型、Kriging响应面近似模型以及移动最小二乘近似模型应用其中[2], 将DP600高强度钢的吸能盒作为研究与实验对象, 该材料的具体信息如表1所示。
通过研究与实验发现, 对圆形吸能盒耐碰撞性采用这三种近似模型, 针对吸能性能予以对比, 其中, 采用移动最小二乘近似模型时误差相对较小, 主要是对随机位置点的评估值与真实值进行对比而得出的, 运用该模型能及时解决在汽车设计中吸能盒耐撞性中关于高度非线性、大变形等问题, 选择移动最小二乘近似模型最为适宜。若从碰撞力的角度来看, 在比吸能的响应上来看, 运用三种模型中的任何一个都能达到理想的效果, 若选择多项式近似模型, 其可大大节省成本。而在噪音处理上, 选择移动最小二乘近似模型最为恰当。
2、多学科设计近似模型下的汽车轻量化设计
在汽车设计之中, 会存在着诸多的不确定因素, 载荷情况、材料性质、零件的形状、外部环境等都是变量[3], 始终处在变化之中, 会影响汽车轻量化设计的效果。由于汽车整个车身的零部件较多, 若不注意就会出现严重磨损、变形、超载等情况, 会影响汽车的性能。多学科设计优化简称为MOD, 是从美国兴起的, 被广泛的应用到航天领域、军事领域中。MOD算法主要包括多学科可行性、并行子空间以及协同优化算法[4]。
其中多学科可行性优化算法的模型为:
在本模型中, xd代表设计变量, 输出变量为u (xd) , 以两个变量为条件, 对f{x, u (x) }、g{x, u (x) }£, 0i=, 1, 2L, n两个函数予以评估。
协同优化算法的模型为:
在此模型中, f (xs) 属于系统性函数, 其中xs为设计变量, xsij则是代表第j个系统时的设计变量, i代表第几个学科, 而P则代表设计的主要参数。
汽车设计工作的开展, 涉及的内容点较多, 其是一项多学科设计的过程, 提倡轻量化设计模式的应用, 以达到环保、节能、安全的汽车设计与制造目标, 积极响应现代社会的发展需求, 将多学科设计优化模式应用其中是正确选择。
3、汽车耐撞性模型下的汽车轻量化设计
3.1 汽车板材的选择
现如今, 应用到汽车领域的材料在不断开发, 诸多新型的汽车制造材料被挖掘出来, 但是仍旧无法全面代替汽车制造过程中所需的钢材, 因此, 钢材仍旧是现代汽车车身设计的主要结构材料。高强度钢板的出现, 能适度的减少汽车在钢材上的使用量, 进而会减轻汽车本身的重量, 实现汽车的轻量化设计, 且材料成本较低, 值得被应用到的汽车设计领域。CAE技术、数值优化技术的出现, 能及时对车辆在碰撞上的安全系数、噪声与振动情况进行分析[5], 能通过各项数据的罗列, 能在汽车设计中做到智能化选材。
为此, 就汽车板材、耐撞吸能性进行分析, 就板材的质量、特点等内容予以深度阐述。汽车板属于薄钢板, 且很多零部件都是采取冲压的方式而成形的。盖板、车门属于车身的覆盖件, 而内部的构件主要为支撑的筋板、梁等。一般情况下, 汽车冲压板的尺寸较大, 形状比较复杂, 材料较薄, 对整个部件表面要求很高, 若部分区域遭受外力干扰极易发生变形, 会对部件构成严重的威胁, 最终形成废件。现如今, 常见的汽车制造所需钢板有深冲钢板、高强度钢板、镀层钢板、超低碳超深冲钢板以及复合型钢板五种。其中, 高强度钢板在汽车的轻量化设计中占据着优势。
3.2 车体侧面碰撞优化设计模型
为了深度开展汽车的轻量化设计工作, 本文选取了整辆车的侧面碰撞有限元模型来开展优化设计实验, 如图2所示。
准备好仿真车后, 应保证小车以55km/h的速度进行撞击, 保证撞击在规定时间内完成。借助计算机系统对的碰撞有限元的相关数据与信息进行分析, 选取车体的侧面为研究对象, 如图3所示, 进行数值优化设计, 从中选择最优的材料匹配对象, 旨在提升汽车侧面碰撞的安全性。通过研究与实践, 最终获得侧面碰撞选材的数学模型:
在该模型的关系式中, xim表现零件, 其属于一个变量, 取值主要为几种钢种, 而P1d、P2d、P3d则分别是P1、P2、P3渗透量的最大值, 而P1v、P2v、P3v则为三个点的渗透速度。P1、P2、P3三点为模型响应测验时所选择的点, 如图4所示。
4、总结
综上所述, 基于近似模型的汽车轻量化优化设计方法的应用, 能为后续汽车产业的发展提供技术借鉴, 能设计出更为优质的汽车制造方案, 旨在满足现代社会对汽车这种交通工具环保、节能与安全的要求。将近似模型应用到汽车的轻量化设计中, 以多项式响应面近似模型、移动最小二乘近似模型、Kriging近似模型等的应用为主, 对汽车的轻量化设计提出了重要的保障。随着汽车设计与制造技术的不断革新, 汽车轻量化设计取得了实质性的进度, 可见, 汽车轻量化设计前景广阔。
摘要：随着社会的发展与进步, 汽车已经成为人们生活中不可或缺的重要交通工具, 其应用价值与社会价值是不可忽视的, 但是随之而来能源消耗、环境污染问题等也变得愈发严峻。环保、能源高效利用、安全等已经成为现代社会发展的主题。为了满足三个主题的发展需求, 必须对现代汽车产业进行优化, 创新汽车设计模式, 实现汽车的轻量化设计, 提高石油资源高效利用的目的, 符合现代社会节能减排的理念, 是新时期汽车行业发展的趋势。为此, 本文就基于近似模型的汽车轻量化优化设计方法予以分析, 旨在为后续汽车产业的发展提供技术借鉴。
关键词：近似模型,汽车,轻量化设计,方法
参考文献
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发动机连杆轻量化设计解析 篇2
0 引 言
连杆是发动机中传递动力的重要零件。它将活塞的往复运动变为区轴的旋转运动并把作用在活塞组上的力传给曲轴。连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的交变载荷。因此在设计连杆时应首先保证其具有足够的疲劳强度和结构刚度。显然为了增加连杆的强度和刚度不能简单地加大结构尺寸因为连杆重量的增加会使惯性力相应增加所以连杆设计的一个重要要求是在尽可能轻巧的结构下保证足够的强度和刚度即连杆轻量化设计是最终设计目标。
为了优化设计某发动机连杆减轻连杆重量选用朝柴发动机连杆作为评判的参考样品。分析某连杆发动机连杆现生产方案及其3 种改进设计方案以连杆疲劳安全系数为量的指标从3种改进设计方案中选出满足强度和刚度设计要求的重量最轻的方案为最终优化设计方案。1 有限元模型的建立
1.1 网格划分
发动机连杆是由连杆体连杆盖连杆轴瓦和连杆螺栓等零件组成连杆螺栓以巨大的预紧力5104 N 把连杆体和连杆盖连接在一起连杆轴瓦主要起耐磨作用因此进行有限元分析时不考虑连杆轴瓦和连杆螺栓而代之以连接预紧力作用于连杆体和连杆盖上连杆体和连杆盖接触面考虑接触和摩擦力。由于连杆结构和载荷的对称性。在建模型时仅取其一半结构进行有限元模型化。连杆的有限元模型采用四面体单元。
本文CAE分析前后处理软件为Altair/Hyper Mesh V7.0 分析软件为MSC Nastran 2001 各方案有限元模型规模见表1，有限元分析模型见图1。
图 1 有限元模型和连杆边界条件示意图
1.2 连杆有限元模型受力和约束
连杆总成的往复和旋转惯性力:
活塞组的往复惯性力：
拉伸工况下连杆大头载荷：
拉伸工况下连杆小头载荷：
活塞最大爆发压力载荷：
压缩工况下连杆大头受压力：
压缩工况下连杆小头受压力：
拉伸工况下沿连杆小头方向施加连杆总成的往复和旋转惯性力：
汽车车身轻量化设计探讨 篇3
摘 要：汽車轻量化越来越多的被人们所熟知，但是轻量化到底是什么，汽车车身轻量化设计的发展目前是一个什么情况，轻量化有什么优势，这将是本文的主要研究内容。
关键词：汽车；车身；轻量化；设计
汽车轻量化是近几年行业内一直热议的话题，各大厂商在推出换代产品时，经常会宣称相对上一代产品实现了整车质量减重XX公斤。这对消费者的传统观念是一种挑战，传统消费者对于车身的重量有很大的执念，并不能很快接受驾驶感官实际主要与底盘和转向系统的调教，以及空气动力学等因素有关，与车重并不是直接划等号的关系。
1 汽车轻量化的理论和意义
难道说轻量化就一定会使安全性下降吗？那要看减少的钢板厚度是不是减到了点子上，单从车身钢板的角度来讲，蒙皮钢板由于对车身安全起不到有效作用，所以对于这部分的“肥肉”而言，甩掉一部分反而更好，而发动机盖板上的蒙皮钢板更不宜过厚，过厚会影响到正面撞击时的溃缩吸能能力，反而会对乘员安全造成影响。汽车轻量化的概念就是在保证汽车车体的强度、刚度、模态以及碰撞性能的前提下，尽可能地降低汽车的整备质量，从而提高汽车的动力性和安全性，减少燃料消耗，降低排气污染。世界各国均在推行强制汽车制造商降低汽车油耗的政策。有研究数据显示，汽车整车重量降低10%，燃油效率可提高6%-8%；汽车整车重量，每减少100kg，百公里油耗可降低0.3-0.6升，CO2排放量可减少约5g/km。由此可见，汽车轻量化可以提高燃油效率和降低油耗，进而环保节能。所以，汽车轻量化已成为汽车企业的共识。如果不能保证行驶安全，汽车再轻再省油，没有谁敢开。如果追求绝对的安全和耐撞，那就只能开重达数十吨的坦克，忍受每小时数百升的耗油量。因此轻量化是汽车制造的趋势，目前轻量化主要是减少汽车自重，但是，车身作为汽车的主要承载件，需要保证足够的刚度、强度和疲劳耐久性能，从而使整车具有良好的安全、振动噪音和耐久性能，而轻量化无疑对上述要素提出了更高的要求，这对倒逼汽车制造技术升级换代无疑是一大刺激。
2 汽车轻量化的设计和实现
在目前车身设计中高度智能化、仿真精度高的三维设计软件的辅助下，车身设计目前实现轻量化的最主要的两种方法：一种是用密度相近，但是强度更高的钢材去替换低强度的厚钢板；一种是用密度更小，强度更高的复合材料去替换低强度的厚钢板。
2.1 优化车声结构，提高材料利用率
比如车身下部由非连续性改为连续性，使得汽车在碰撞时有效分散撞击能量；增加加强筋；加强防滚架平衡杆；有限元法设计；采用承载式车身，减薄车身板料厚度等。
2.2 优化制造工艺
比如激光焊接、搅拌摩擦焊、挤压成型、热处理、锁锚连接等。
2.3 新材料的研发与应用
比如使用高强度钢材（热成型钢材）、轻合金（铝合金、碳纤维、镁合金）、记忆金属（微晶钢）、工程塑料、陶瓷、玻璃纤维等。刚度指的是材料抵抗外力变形的能力，通常在车身开发中特指材料在屈服前的弹性特性，良好的刚度是整车NVH性能、车辆动力性能和疲劳耐久性能的基础，常见的评判指标有车身扭转刚度等。刚度与材料的弹性模量相关，基本上材料种类确定，弹性模量也就确定了，比如采用高强钢并不会提升车身的刚性，因为钢的弹性模量都一样。
2.3.1 碳纤维
越来越多的新车上市，其中标榜的一项特点便是车身轻量化，而我们听到最多的一个词就是"碳纤维"。碳纤维又称碳化纤维，泛指一些以碳纤维编织或多层复合而成的材料。因为它又轻又坚硬，所以它的用途很广泛。碳纤维在汽车领域的应用率先从赛车开始，近年来在民用汽车中得到了广泛的引用。碳纤维是一种力学性能优异的新材料，它的比重不到钢的1/4，碳纤维树脂复合材料抗拉强度一般都在3500Mpa以上，是钢的7～9倍，抗拉弹性模量为23000～43000Mpa也高于钢。但碳纤维材料也只是沿纤维轴方向表现出很高的强度，其耐冲击性却较差，容易损伤，所以在制造成为结构组件时，往往利用其耐拉质轻的优势而避免去做承受侧面冲击的部分。
2.3.2 结构胶
再比如结构胶，过去烘烤硬化结构胶只在车身上有少量应用，但是现在的趋势是可以通过采用更多的结构胶提升车身刚度性能，从而降低结构件的重量，奥迪、沃尔沃的一些车身上采用了超过100米的结构胶；再比如填充在车身接头的发泡硬化材料，可以有效替代传统加强板形式的加强件，即提升性能，又降低重量。2.3.3 镁合金
镁合金是工程应用中最轻的结构材料，也是汽车轻量化材料中的一员。纯镁的密度仅为铝的2/3，钢的1/4，接近工程塑料的密度。而且镁合金的比强度也比铝合金、钢铁高。因此在不降低零部件强度条件下，镁合金铸件比铝铸件的重量减轻大约25%。此外，镁合金还有良好的焊接和铸造性能、对振动与冲击的吸收性能好，抗凹陷性能好，易于机械加工。但是由于价格较高和高温抗蠕变问题尚未得到有效解决，镁合金目前主要应用于仪表盘基座、风扇架、方向盘轴、灯托架等汽车零部件中。工程塑料具有质轻、防锈、吸震、可设计自由大等特点，工程塑料在汽车零部件，特别是内饰部件的应用越来越大。工程塑料在汽车上的用量，甚至超过了铸铁的用量。很多塑料零件应用于车身上，比如大众系的车子都采用了塑料的前端水箱框架，有些车子有塑料的后地板等等。
可见目前几乎所有的优化设计的思路都是在保持车身性能不下降的前提下降低车身重量，通过给定的工况下求出载荷的最佳传递路径，从而设计出最优的车身结构。与此同时，大量的新材料新工艺也在帮助车身降低重量。
3 结束语
综上所述，能源消耗过快和环保形势日趋严峻的今天，轻量化设计是汽车设计发展不可避免的趋势，所带来的效果也是非常直观而有效。在汽车车身轻量化设计的过程中，我们要转变理念，不断的创新和研究新型材料，实现车身轻量化的要求和安全性的保障，为汽车的现代化发展奠定基础。
参考文献：
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轻量化优化设计 篇4
关键词：结构优化设计,汽车车身,轻量化,拓扑优化,尺寸优化
1 引言
随着人们对汽车安全性、舒适性和环保性能要求的提高, 越来越多的功能设备被安装到汽车上, 直接增加了汽车的质量与油耗, 提高了汽车尾气排放量。从汽车产品的整个生命和周期看, 油耗费用是生命和周期总费用的主体, 占汽车生命周期费用的71%, 对用户而言, 降低油耗费用以节约运行成本是迫切的要求。据统计, 汽车每减轻其总质量的10%, 油耗可降低6%~8%[1]。客车车身质量占总质量的25%~30%, 车身制造成本占整车制造成本的比重超过50%。因此, 客车车身轻量化对整车的轻量化有着重要意义。
车身轻量化的目的在于确保车身强度、刚度和模态等结构特性要求的前提下, 减轻车身骨架的质量。车身轻量化不仅可以减少钢材使用和燃油消耗, 减少污染排放, 提高车速, 改善汽车起动和制动性能, 而且可以有效减少振动和噪声, 增加汽车和道路的使用寿命。
实现车身结构轻量化主要有两个途径:一是选用强度更高、重量更轻的新材料, 例如铝合金、高强度钢材等;二是设计更合理的车身结构, 使零部件薄壁化、中空化、小型化、复合化以及对车身零部件进行结构和工艺改进等。第一种途径在目前看来是车身轻量化的主流, 针对规模化生产的需要, 已有很多轻质材料应用于车身制造工业, 如高强度钢、铝合金和碳纤维等。第二种途径是利用有限元法和优化设计等方法对车身进行结构分析及优化设计, 以减小车身骨架和车身钢板的质量。这两种途径又是相辅相成的, 必须采取材料替换和结构改进相结合的方法, 才可能在保证汽车整体质量和性能不受影响的前提下, 最大限度地减轻各零部件的质量。
2 国内外研究现状
自1973年石油危机以来, 世界各汽车厂在汽车上进行的轻量化研究进展较为明显。目前主要采用的轻量化措施有以下几种。
(1) 使用新材料实现车身轻量化
1) 使用密度小、强度高的有色合金材料, 如镁铝合金。
2) 使用同密度、同弹性模量而且工艺性能好的截面厚度较薄的高强度钢。
3) 使用塑料聚合物、陶瓷等非金属材料。
(2) 结合有限元法与结构优化设计, 对零部件进行结构优化
目前, 结构断面优化的理论和方法已比较成熟, 形状优化有了很大发展, 人们已经把研究重点转向拓扑优化等更高层次的结构优化问题。
结构拓扑优化放方法目前有解析方法和数值方法。解析方法不大适合工程应用, 工程应用中常采用数值方法。连续体结构拓扑优化设计具有2个不同的求解体系, 国内学者主要研究在于局部应力约束下的强度拓扑优化设计, 而国外研究主要围绕全局体积约束下的刚度拓扑优化展开。
在汽车轻量化结构优化设计中已普遍采用拓扑优化方法。YANG[2]等研究了基于有限元软件MSC.Nastran的汽车车身、底盘、焊点位置等的拓扑优化问题。Wang[3]等利用有限元法与拓扑优化方法对汽车车身的加强筋部分进行了优化, 通过优化设计, 在既定成本下汽车车身的整体刚度能够得到充分的提高。Ferdricson[4]等对拓扑优化设计在汽车设计中的应用作了综述, 重点介绍了车身设计中的拓扑优化进展。Eom[5]等对车身焊点配置进行了拓扑优化, 在确保车身整体刚度要求的情况下, 得到焊点最佳位置, 使得焊点数量最少。石琴等[6]在结构设计的开始阶段引入拓扑优化理论, 先对结构进行布局优化, 以获得较合理的初始结构方案, 再通过结构参数优化设计, 得到满足其强大和刚度及设计工艺要求的最优结构。杨树凯[7]等用变密度法建立汽车支架结构拓扑优化数学模型, 利用有限元法进行了结构拓扑优化设计。高云凯等[8]把拓扑优化设计理论引入某电动改装车的承载式车身设计, 实现了多工况、多状态变量条件下的拓扑优化设计, 确定了车身的最佳结构方案。陈茹雯[9]等利用基于有限元法的拓扑优化设计车身大骨架的拓扑结构, 经优化后的各项特性参数指标均有不同程度提高。
可见, 拓扑优化正成为车身轻量化设计中结构优化的重要手段, 更广泛的应用还有待进一步研究。
3 结构优化技术在车身设计中的应用
结构优化设计方法已经被逐渐引入到汽车结构设计过程中。但大多数的工作主要集中在结构尺寸优化方面。结构优化设计的研究分为三个层次:结构尺寸优化、结构形状优化和结构拓扑优化。结构尺寸优化是在结构布局已经确定的情况下进行的, 因此产生的效果是被限定在布局之内。连续体拓扑优化的最大优点是能在不知道结构拓扑形状的前提下, 根据已知边界条件和载荷条件确定出较合理的结构形式。因此在工程设计的初始阶段中非常有意义。它不涉及具体的结构尺寸设计, 但可以提出最佳形状设计方案。由于结构拓扑优化设计在设计的初始阶段即被引入, 所以与结构尺寸优化和形状优化相比可以获得更大的经济效益。
(1) 结构优化技术
优化问题的一般模式:
目标:minφa (p) ;
约束:φa (p) ≤0;
设计空间:p1≤ps≤pu。
其中, φ是系统响应, 通常为车身结构总质量或总体积。p是设计变量。
拓扑优化是在一定空间区域 (骨架结构或连续体) 内寻求材料最合理分布的一种优化方法。它的目标是根据一定的准则, 在满足各种约束条件下, 在结构上开孔、打洞, 去除不必要的构件和材料 (即结构的构建布局和节点连接关系的变化) , 使结构在规定意义上达到最优, 表现为“最大刚度”设计。由于拓扑优化设计自由度大, 所以通常用于设计初期和概念设计阶段。
形貌优化时一种形状最佳化的方法, 它可以用来设计薄壁结构的强化压痕, 用来减轻结构的重量, 同时又能满足强度、频率等要求。
尺寸优化是指通过改变单元厚度、截面参数、弹性和质量属性, 从而改善结构的特性如降低设计重量、减小应力、提高频率等。它是目前国内外广泛使用的一种结构优化设计方法。
(2) 结构优化技术在客车车身轻量化中的应用
在产品开发设计过程中引入拓扑优化、形貌优化、形状优化和尺寸优化, 能够节约设计时间, 缩短产品开发周期, 节约成本。
如上所述, 结构优化技术由于其自身的优越性, 在汽车车身轻量化设计中应用广泛。一个典型的大客车车身骨架结构, 如图1所示, 优化流程如下。
1) 整体需求 (载荷及设计空间条件) 。
2) 设计空间及载荷确定。
3) 划分网格, 建立有限元模型, 如图2所示。
) 进行拓扑优化, 生成全局优化结构, 如图3所示。
5) 建立基于拓扑优化结果的CAD模型, 如图4所示。
6) 重新生成细化的网格, 如图5所示。
7) 尺寸优化 (目标函数为一阶固有频率) , 如图6所示。
8) 得到最终的有限元模型, 如图7所示。
经过拓扑优化和尺寸优化后的整车骨架结构满足刚度和模态性能的要求, 同时质量得到了显著的降低, 轻量化效果明显。
4 结语
汽车零部件结构优化设计在不影响零部件的强度和性能的基础上, 通过设计质量轻的产品达到降低汽车制造成本的目的。结构优化通常分为尺寸优化、形状优化、拓扑优化和结构类型优化。其中尺寸优化和形状优化已经比较成熟, 但对结构优化所起的作用有限。结构拓扑优化是一种根据约束、载荷及优化目标而寻求材料最佳分配的优化方法, 主要应用在产品开发的初级阶段, 是一种概念性设计, 对最终产品的成本和性能有着决定性影响。
随着车身结构轻量化的要求越来越高, 结构优化技术尤其是拓扑优化技术必将得到更为广泛的应用和研究。
参考文献
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机床设计中轻量化技术应用研究 篇5
【摘要】分析了我国当前机床行业存在的问题和未来发展趋势，引出机床设计轻量化技术并对相关问题进行了阐述。从结构、新材料、多学科综合三个方面来分析研究机床设计轻量化技术，并从这三个角度剖析了机床设计轻量化技术在机床优化设计中的应用。
【关键词】机床设计；轻量化技术；优化设计
目前，我国机床产品的设计和制造成本都普遍偏高，主要原因是我国在设计机床主体结构时所采用的方法缺乏创新、太过保守。以往，增加机床精度的主要方法就是增加机体的刚度，但是唯一方法就是增加结构的厚度和体积，导致机床重量的五分之一作用在运动上，而五分之四的重量却是用在确保机体的刚度。所以，怎样在确保机床动态性能、强度、刚度和相关指标的前提下着手机床设计的轻量化技术研究将是未来机床设计和制造业的发展方向。
1、机床轻量化技术
机床轻量化设计是一门综合的设计学科，它涉及新材料设计技术、结构优化设计技术等学科技术。近些年，我国的机床制造业有了很大的进步，可是与世界先进的技术还是存在很大的差距，我国需要加大对机床轻量化技术的研究和探索。
1.1结构优化设计技术
设计机床结构件需要考虑机床的动态功能、静态功能的同时，还需要考虑大的结构件的重量问题。当今的机床设计一定要运用的设计技术就是合理分布结构件、设置合理的筋板类型。轻量化设计就是在这种结构设计技术的机床上进行的，一共包括两个方面的内容：一是在考虑刚度和强度的要求下，进行对立柱、床身等重要结构件的輕量化设计；二是考虑动态性能的要求，研究运动部件的结构，然后进行动态部件的轻量化设计。
1.2新材料设计技术
现今，机床的制造材料已经使用了许多先进的轻质材料，如蜂窝式材料、泡沫金属材料等。这些先进的材料有许多优点，如减少噪音、受力均匀、减小振动、质量轻等，这些特点适用许多运动部件。新材料的应用不仅可以实现机床轻量化，还可以提高结构件原有的性能，比如花岗石应用在大尺度支撑件上，混凝土填充到钢板焊接的框架内等。此外，碳素纤维等新型材料的应用，在实现机床轻量化的同时，还可以增加机床可以使用的年限；替代高硬度钢的陶瓷新材料的应用，除了实现机床轻量化，还实现了省时、省工、省料的目标。
1.3多学科综合优化设计技术
机床轻量化设计的多学科综合优化设计研究是在多性能耦合的基础上，剖析各个结构零件的接口方式、连接形式和相关的能量输入方式，探究机床轻量化对整体性能的作用，对重要的零件进行结构设计，优化机床的整体性能。数控机床的现代技术是一个复杂的系统，它涉及多学科的耦合，主要是机、电、液三门学科。引用新型材料、改变原有结构这些改变是轻量化过程的必然结果，但是一定会改变传动控制、机床动态特性和制造成本等方面。综上所述，在机床轻量化过程中，一定要探究不同子结构之间、不同子系统之间、多学科之间、整体与部分的耦合关系，运用多学科的综合优化设计技术，从而获得机床设计的整体进步和最优设计。
2、轻量化技术在机床设计中的应用
我国很多机床设计者在机床设计时，经常运用类比设计法，根据原有机床直接改进，有一些甚至直接照搬或者扩大零件和结构。这种方式可以保证足够的刚度和强度，可是一般有一些多余的尺寸。事实上，这些机床的设计应该进行一些改进，节省材料、减少损耗等。支撑性零件如箱体类的结构，把铸造件改成焊接件，如果在需要时可以将混凝土作为填充物，通过这种改变减少了成本、降低了重量、方便循环使用。
2.1结构优化技术在机床设计中的应用
机床结构中较大的零件具有重量大、结构形状复杂的特点，一般包括箱体、横梁、立柱、床身等。随着科学技术的不断进步，机床制造业向着高质、高速、环保的方向改进，结构优化技术也在机床大零件的设计和制造中的作用也日益凸显。机床中高速动态部件的轻量化过程是我国机床行业迈向高精尖的必经之路。增强机床的加工功能，一定要剖析机床的动态特征和静刚度。这些改进在原有的实验模拟和经验设计条件下是不能满足的，因此，我们必须在机床设计中应用结构优化技术，提高零部件的使用效能，最后提高我国机床制造业的整体实力。
2.2新材料技术在机床设计中的应用
想要达到机床轻量化必须要研究的内容之一就是新型材料的使用，如多功能复合材料、陶瓷、碳素纤维等。树脂混凝土与传统铸铁零件相比有很多突出的优点，如约十倍的阻尼系数、良好的热稳定性、较强的抗振性。在减速箱箱体、导轨、立柱等支撑结构中也引进了一些新型材料，如纤维基增强复合材料、蜂窝金属材料等，这些材料具有刚性高、质量轻等优点。
2.3多学科综合优化设计在机床设计中的应用
轻量化设计涉及多学科，为了保证设计的有效性，设计人员要对影响机床整体功能的因素进行研究。在轻量化的整体设计时，应该以多功能、多学科的耦合性为基础，探究零件的能量传送方式等，从而，通过对重要零件的优化设计，实现整机的优化。机床结构设计的过程中，坚持最简化结构原理，将设计简单化，控制成本和零部件的整体数量。在传动系统的设计时，坚持缩短传动链，控制零件数量，增加传动的精确度，控制空载功率损失。有效的优化机床设计结构，除了可以降低成本、提高效能之外，还为机床的维修与维护带来便利，提高机床的使用寿命。在机床的设计中存在很多可以优化的结构设计，可是由于没有得到充分的应用，我国的机床仍然存在很多待改善的地方。
3 结语
数控机床轻量化的研究，需要以充分的理论为基础，有效的方法为工具，可靠的实验为标准，强大的企业为依托，依靠科研工作者、数控机床的设计者和生产者长期合作、充分发挥各自的特长才能完成。我国应该着力于数控机床的优化研究和技术开发，并且与制造企业相结合，引用新技术、新工艺、新材料、新结构，设计出节能环保、可持续利用的绿色机床产品，使我国的机床行业设计和制造的水平能够有质的飞跃，提高我国机床制造业的整体设计和制造实力。
参考文献
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轻量化优化设计 篇6
近年来,人们越来越关注汽车的燃油经济性和安全性。据统计,一辆汽车若减轻15%~20%的质量,每百公里的燃油消耗将降低0.5~1升[1]。由此可见,轻量化设计是汽车提高燃油经济性的一种有效手段。汽车轻量化设计主要有两种方式:一是使用密度低、比强度高的轻量化材料,主要有高强度钢、铝合金、镁合金和复合材料等;二是对结构进行优化设计以减少零部件数量和减小零部件质量[2]。
汽车的碰撞安全性对于乘员和行人的保护有着重要的意义,因此在对汽车进行轻量化设计时,不能以降低安全性为条件。汽车保险杠横梁是保险杠系统中的关键部件,在汽车发生低速碰撞事故时可以保护车身其他部件,从而降低维修费用。因此,在发生车辆碰撞事故时,只有当保险杠横梁具备足够大的刚度,才能保证不会因横梁变形量过大而造成车身的损伤。但另一方面,在发生人车碰撞事故时,如果保险杠横梁刚度过大,则会对行人下肢造成严重的损伤。以前,由于立法对行人保护欠规范,在对保险杠横梁进行轻量化设计时,往往只考虑耐撞性的要求,现在,随着立法对行人保护的强化,故其设计还须考虑强化对行人的保护。
本文基于耐撞性和对行人保护的要求,针对某量产车型设计了一种铝合金保险杠横梁,并根据铝合金横梁挤压成形的工艺特点,采用中心复合试验设计和自适应响应面法对该横梁壁厚进行优化,使其满足了轻量化和保护行人的双重要求。
1 原保险杠横梁碰撞安全性研究
某车型原有保险杠系统结构如图1所示,主要由面罩、吸能泡沫和横梁等组成。原横梁采用屈服强度为800MPa、厚度为1.22mm的超高强度钢滚压成形,截面外廓尺寸为70mm×140mm,截面形状如图2所示,横梁弯曲半径为4634mm,质量为6.294kg。
根据《汽车前、后端保护装置》GB 17354-1998标准和《汽车对行人的碰撞保护》GB/T24550-2009标准的试验要求,分别对原保险杠系统进行摆锤冲击试验仿真和下腿型冲击器冲击试验仿真。该车型保险杠系统有限元模型取自美国乔治华盛顿大学建立并经过实车碰撞试验验证的整车模型。
在摆锤冲击试验仿真中,为缩短计算时间,采用与《汽车前、后端保护装置》标准中等效的试验设置方式,即约束前纵梁后端节点和保险杠面罩与车身其他部件连接处节点的所有自由度[3],仿真模型如图3所示。依据标准要求建立摆锤模型,将整车的质量特性赋予摆锤,约束摆锤除纵向外的所有自由度,碰撞初始速度按文献[3]公式进行等效转换,即
式中,v1为标准中规定的碰撞初始速度,v1=4km/h。
经式(1)等效转换后,仿真中的碰撞初始速度veq=2.828km/h,摆锤距离地面的高度为445mm,在横梁靠近散热器侧中间位置取一参考点,考查保险杠横梁最大侵入位移。
在下腿型冲击器冲击试验仿真中,保险杠系统模型的约束设置方式同摆锤冲击试验,下腿型冲击器模型采用LSTC公司开发并经过验证的LS-DYNA有限元模型。依据标准中的要求设置下腿型冲击器的初速度和位置,仿真模型如图4所示。行人下腿型冲击器冲击试验的评价指标有膝部最大动态弯曲角、膝部最大动态剪切位移和小腿上端加速度。
摆锤冲击试验仿真结果如图5所示,横梁最大侵入位移为10.62mm。下腿型冲击器冲击试验仿真结果如图6所示,小腿上端加速度峰值为214.1g(g为重力加速度,下同),膝部最大动态弯曲角为31.2°,膝部最大动态剪切位移为3.69mm。
2 保险杠横梁初始设计
2.1 横梁设计要求
根据原保险杠系统的仿真结果,本文设计的保险杠横梁在碰撞安全性方面需要满足以下两方面条件:
(1)摆锤冲击试验中横梁最大侵入位移不大于10.62mm;
(2)下腿型冲击器冲击试验中小腿上端加速度峰值不大于214.1g,膝部最大动态弯曲角不大于31.2°,膝部最大动态剪切位移不大于3.69mm。
同时,为保证所设计的保险杠横梁安装到原车型上时不需改动其他现有结构,所以要求所设计的横梁弯曲半径和截面外廓尺寸与原横梁保持一致。
2.2 轻量化材料选择
铝合金材料相对钢材有更好的比吸能和比强度,能很好地满足车身的减重和耐撞性及强度的要求,是汽车轻量化设计的首选材料,故本文保险杠设计选用铝合金作为横梁材料[4]。保险杠横梁由于其薄壁、等截面的特性,采用铝合金材料制造时,主要通过挤压成形。适合于保险杠横梁制造的铝合金种类很多,本文基于一般性的考虑,选择综合性能均衡的6061T6铝合金。该铝合金与原横梁钢材的力学性能比较如表1所示。仿真中采用Cowper-Symbols公式考虑应变率对材料性能的影响,应变率参数C=1.7×105s-1,P=4[5]。
2.3 横梁截面形状设计
设计铝合金横梁截面形状时需要考虑挤压成形工艺的要求,影响挤压难易的因素主要有截面面积、截面形状、挤压系数和型材壁厚等[6]。根据其要求,同时参考实际应用中的几种铝合金横梁截面形状,按照70mm×140mm的外廓尺寸设计了三种截面,并通过设置不同壁厚尺寸使这三种截面的面积相等,示意图及相关参数如表2所示。
从表2中可以看出,第一种截面的抗弯截面系数要比其他两种大。另外,第一种截面形状简单,易于挤压。综合考虑耐撞性和成形工艺要求,本文选用第一种截面。建立的该截面形状的横梁有限元模型如图7所示,替换到原仿真模型中,通过节点刚体与前纵梁连接,连接方式和连接位置与原仿真模型相同。
3 横梁壁厚优化设计
与钢制横梁的制造工艺相比,铝合金横梁挤压成形工艺的特点是可以根据结构需要设置不同的横梁壁厚。因此,本文取横梁前侧(与吸能泡沫接触侧)壁厚t1、横梁后侧壁厚t2和横梁上下侧壁厚t33个厚度值作为设计变量,以横梁质量m最小为优化目标,采用中心复合试验设计和自适应响应面法对横梁的壁厚进行优化设计。横梁壁厚设计参数如图8所示,其初始值及上下限设置如表3所示。
mm
一般地,在下腿型冲击器冲击试验中,若小腿上端加速度峰值降低,则膝部最大动态弯曲角和膝部最大动态剪切位移也会降低,因此,为简化优化模型,在选择约束条件时,仅考虑小腿上端加速度峰值a和横梁最大侵入位移I。完成优化后再通过试验仿真验证膝部最大动态弯曲角和膝部最大动态剪切位移的变化是否符合以上论断。
3.1 自适应响应面法
响应面法在汽车结构耐撞性设计方面具有广泛的应用,它是一种数学方法和统计方法结合的产物,用于对感兴趣的受多个变量影响的响应问题的建模和分析,达到优化其响应的目的[7]。通常,响应与设计变量之间的函数关系y=f(x)是未知和复杂的,响应面法采用一个多项式近似函数对响应y进行逼近,即
式中,φi(x)为基函数,是设计变量的函数;n为基函数的个数;ai为多项式系数。
对于一阶线性模型,可选择基函数φi(x)为1,x1,x2,…,xn构造一阶响应面。对于二阶模型,可选择基函数i(x)为1,x1,x2,…,xn,x12,x1x2,…,x1xn,…,xn2构造二阶响应面。多项式系数ai的确定方法主要包括最小二乘法、移动最小二乘法和HyperKriging法等[8]。采用近似函数珘y替代真实响应y时,需要检验珘y的拟合程度,主要方法是比较复相关系数R2与1的接近程度,R2越接近于1,说明拟合程度越高,R2的表达式为
式中,分别为响应量的实测值、平均值和预测值。
传统响应面法是根据初始样本点在整个设计空间构造的响应面近似函数,其构造精度较低,不一定能得到精确的优化结果。自适应响应面法的思想是首先通过较少样本点构造一阶响应面,以确定最优点所在区域,然后再在该区域构造二阶响应面确定最优点的位置,这样便可以得到较为精确的优化结果[9]。
3.2 中心复合试验设计
中心复合试验设计是响应面法研究中应用最广泛的一种试验设计方法。假定有k个设计因素,用x={x1,x2,…,xk}表示各因素水平的编码形式,则一个中心复合设计由以下三部分组成[10]:
(1)2k个立方点或顶点,其中xi=1或-1,i=1,2,…,n。
(2)2k个轴点或星点,xi=α或-α,i=1,2,…,n。
(3)nc个中心点,xi=0,i=1,2,…,n。
中心复合设计的样本点个数为M=2k+2k+nc。在k个因素下,取α=2k/4可以使中心复合设计具有旋转性;恰当地选择中心点试验次数可以使中心复合设计具有正交性和一致精度[11]。三因素中心复合设计的样本点分布如图9所示。
3.3 优化研究及结果分析
根据已确定的设计变量、优化目标和约束条件,建立的该优化问题的数学模型如下:
在HyperStudy软件中按照以上优化模型进行设置,选择中心复合设计方法进行试验设计,响应值计算结果如表4所示。
完成试验设计后将结果导入HyperStudy,选用移动最小二乘法对各个响应的函数进行数学逼近,得到初始响应面模型。各响应复相关系数分别为Rm2=0.9999,RI2=0.9817,Ra2=0.9676,均与1非常接近,具有较高的近似精度。接着选用自适应响应面法对近似模型进行优化求解,经过14次迭代计算达到程序设定的收敛要求,优化结果如表5所示。
按照最优点处的设计变量值进行摆锤冲击试验仿真和下腿型冲击器冲击试验仿真,以评价最优点实际达到的优化效果。优化结果、仿真验证结果和原钢梁仿真结果的对比如表6所示。
从表6可以看出:横梁质量和小腿上端加速度峰值的优化结果与仿真验证结果的相对误差非常小,最大侵入位移的优化结果与仿真验证结果的相对误差仅为2.61%,近似精度较高。仿真结果显示,与原钢梁相比,本文设计的铝合金横梁质量减轻了1.1kg,减重为17.48%,达到了显著轻量化的效果;摆锤冲击试验仿真中的最大侵入位移减小了2.64%,耐撞性能得到了一定的提升;下腿型冲击器冲击试验仿真中的小腿上端加速度峰值降低了16.2g,膝部最大动态弯曲角减小了1.6°,膝部最大动态剪切位移减小了0.52mm,有效地改善了行人保护性能。膝部最大动态弯曲角和膝部最大动态剪切位移的降低也验证了前文所估计的结果。
4 整车碰撞性能检验
尽管保险杠横梁主要是在汽车发生低速碰撞事故时起保护车身的作用,但作为汽车前端结构中的重要组成部分,其轻量化设计不可以对整车高速碰撞性能产生负面影响。因此,将所设计的铝合金横梁替换到整车模型中,按照C-NCAP要求分别进行正面100%重叠刚性壁障碰撞试验仿真和正面40%重叠可变形壁障碰撞试验仿真,并与原车型的整车碰撞试验仿真结果进行比较,以检验所设计的铝合金横梁对整车碰撞性能的影响。图10所示为仿真结果中的整车加速度曲线对比,可以看出,替换横梁后整车正面100%重叠刚性壁障碰撞和正面40%重叠可变形壁障碰撞的加速度峰值都略有降低,加速度曲线走势变化都不大,故可肯定,采用本文设计的铝合金横梁后,整车的碰撞性能略有优化。
5 结束语
本文基于耐撞性和行人保护要求,采用有限元仿真方法,对某车型的保险杠横梁进行了材料轻量化设计和结构轻量化设计。在材料轻量化中,选用了综合性能均衡的6061T6铝合金作为横梁材料;在结构轻量化设计中,根据铝合金挤压成形的工艺特点,采用中心复合试验设计和自适应响应面法对横梁的前侧、后侧及上/下侧壁厚进行了优化。结果显示,所设计的铝合金横梁得到显著轻量化,耐撞性能和行人保护性能明显提高。
上述结果表明,在采用铝合金进行保险杠横梁轻量化设计时,可以根据其工艺特点设置不同的壁厚,从而同时满足轻量化和碰撞安全性的要求。本文的研究方法和设计思路对其他车型的保险杠横梁或者其他铝合金挤压件的轻量化设计都具有一定的指导意义。
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轻量化优化设计 篇7
现代汽车的轻量化途径主要有以下两种:一是采用轻量化的金属材料, 车身可采用铝合金、高强度钢材等;二是优化结构, 使零部件薄壁化, 对相关的零部件进行合并同时改进工艺。相比较而言, 采用轻量化材料更容易满足不同的需求, 发展潜力也更大。但是, 这些轻量化材料有一个共同的特点, 就是在常温下材料的塑性变形范围很窄, 所需成形力大、易开裂、回弹严重且成形困难, 但在高温条件下就大不相同。这导致原有的冷冲压成形工艺不能完全满足技术和生产发展的需要[1]。因而需要采用新的技术——热成形技术来满足需要。
整个热成形车架轻量化设计实际上就是一个多学科设计优化 (multidisciplinary design optimization, MDO) 过程。国内外有很多关于MDO在汽车领域应用的研究[2,3,4,5], 但是MDO技术在热成形板设计开发方面的研究较少, 因而将MDO技术应用到热成形车架研究中具有较大的意义。
本文对某成熟车型进行热成形车架轻量化优化设计时分别考虑了结构强度、白车身刚度、正碰性能三个学科的影响, 其中整车正碰分析计算过程是一个大变形非线性过程, 因而本文采用近似模型, 也就是借助全局近似方法, 对响应局部的噪声信息进行平顺处理, 同时在不降低精度的情况下, 构造一个计算量小但计算结果与数值分析结果相近的数学模型来“代替”整车各种学科分析的有限元模型。文中采用了移动最小二乘响应面方法结合连续二次规划优化方法对热成形板厚度、材料及相关加强板厚度寻优, 从而实现整车轻量化的目的。
1 多学科设计
MDO问题一般可以用非线性规划作如下数学描述:
min f (x, u (x) ) (1)
s.t. gi (x, u (x) ) ≥0 i=1, 2, …, m (2)
式中, x为设计变量;f (x, u (x) ) 为目标函数;gi (x, u (x) ) 为约束函数;u (x) 为系统分析方程A (x, u (x) ) 确定的状态方程。
系统分析方程A (x, u (x) ) 的表达式如下:
式中, N为MDO子系统的数目。
式 (3) 即是多学科分析方程, 其中的N个子系统分析方程确定了学科分析和交叉学科耦合关系, 状态方程u (x) 一般以耦合差分方程描述。这里假定系统多目标函数可通过加权法和约束法转化为式 (1) 的单目标函数f。
2 最优拉丁方试验设计[6]
常用的试验设计方法有全因子试验设计、部分因子试验设计、中心复合设计、D最优试验设计、拉丁方试验设计与最优拉丁方试验设计等。本文采用最优拉丁方试验设计, 由于拉丁方试验设计把每个因素的设计空间都均匀地划分开, 然后所有这些水平随机地组合在一起, 这就使得它在采样高维设计空间时可能导致采样点分布不均匀, 而最优拉丁方试验设计正是在拉丁方试验设计的基础上运用优化算法使得采样点尽可能均匀分布在设计空间中。常用的优化准则参见文献[7,8], 即假定响应的数学模型为
3 移动最小二乘响应表面法
传统响应面方法一般采用最小二乘法使分析值和近似值之间的误差最小以确定响应面近似函数系数。但是最小二乘法是一种基于全局的逼近方法, 对于工程优化问题, 其构造的响应函数在设计空间存在高度非线性, 当响应函数值发生振荡时, 很难得到精度较高的响应面逼近函数。为此, 本文采用移动最小二乘法[9]来构造响应面逼近函数。
空间设计变量
式中, f为目标或约束的近似函数, 表示响应面;ε为误差项;L为基函数的个数;
常用的二阶多项式响应面模型如下:
同理, 可构造三阶、四阶甚至更高阶的多项式响应面近似模型。未知系数A=[a0a1 … aL]T采用移动最小二乘法确定, 即通过对加权余量函数求极小值获得。加权余量函数定义为
其中, W为任意采样点x的权函数, 它必须保证近似的局部性和连续性。通常的权函数有指数型函数、三次样条函数和四次样条函数等。本文选用四次样条函数作为权函数:
pi=r/rmax
式中, r为任意点与采样点之间的距离;rmax为紧支子域半径。
本文选用
4 计算实例
4.1模型和工况简述
本实例研究的目的是利用热成形板超高屈服强度的机械性能 (从而可以采用较薄的零件厚度) 来实现某款车型的轻量化。着重考虑了使用热成形板车架后, 整车或白车身的各项整体性能是否满足设计要求, 对具体采用了热成形板技术的车架零件的应力应变分布情况未加以详细的研究。本文的重点是对使用了热成形车架的整车或白车身进行多学科优化设计, 从而探索作为轻量化的前沿方向--热成形板技术在满足汽车整体多学科性能上的可行性。
白车身有限元模型如图2所示, 共有232 836个单元, 2997个焊点。
4.1.1 静态扭转刚度分析
静态扭转刚度作为白车身多种刚度评价指标中较为重要的一种, 常常用来衡量白车身刚度值的大小。因为汽车行驶过程中受到车轮作用而产生整车扭转的情况非常普遍, 因而扭转刚度反映出来的白车身抗扭能力大小直接影响到白车身疲劳寿命及白车身的舒适性。参考汽车设计手册, 在白车身左右前悬挂中心点施加一对方向相反的Z向力F, 大小为1000N。约束左右前悬挂连线中点附近车身及后悬挂中心。本文为了优化取值方便, 用前悬挂中心点的Z向位移δZ来表征扭转刚度的大小。
本文初始设计要求为扭转刚度K>5000N·m/ (°) , 其中K按照下式计算:
K=M/θ (8)
θ=180δZ/ (Yπ) M=10-3FY
式中, Y为前悬挂中心点的Y轴坐标值 (本文取489mm) ;F取值1000N。
根据本文对K的要求及式 (8) , 计算得δZ<0.83mm。
4.1.2 白车身强度分析
白车身强度分析重点关注各个关键区域最大应力值的大小。车架通过焊接与车身连接, 车架零件厚度的变化, 带来白车身刚度的变化, 导致各个白车身应力分布趋势发生变化。但是无论白车身应力分布如何变化, 整个白车身的应力较大的集中区域基本来说都容易集中在白车身的各个接头处。大梁使用热成形板后, 大梁材料的屈服强度很高, 因而大梁的强度情况可以不考虑, 而白车身其他区域的强度情况则必须加以考虑。
模拟汽车路试时的车身强度分析常有10种分析工况, 本文以典型的过坑扭转下车身各关键区域最大应力作为评价标准。将ADAMS中计算得到的过坑工况时各个硬点的力 (来自项目组其他成员的计算数据) 加载到白车身模型相应位置, 白车身作惯性释放, 计算出白车身各个关键区域的应力。这样做使得计算模型为白车身模型, 而不是整车模型。以白车身过坑扭转时车身关键区域1、2、3、4 (图3) 的最大应力值来评价白车身强度情况。有限元模型中, 先建立各个关键区域单元的Set集 (应能包含整个接头区域) , 然后以各Set集的最大应力作为白车身强度分析的评价指标。
1.前风窗上圆角 2.B柱上接头 3.B柱下接头 4.C柱上接头
4.1.3 正碰
整车正碰有限元模型如图4所示, 整个模型由398 488个单元和422 625个节点组成, 在有限元正碰仿真过程中, 车辆以50km/h的速度撞击固定刚性墙, 整个系统的碰撞仿真过程在80ms内完成。
4.2响应面模型的拟合和优化分析
热成形车架如图5所示, 零件1、零件2、零件3分别为前中后大梁, 本文在优化过程中, 前中后大梁采用热成形板材料代替原来的材料,
1.前大梁 2.中大梁 3.后大梁 4.前加强板一5.前加强板二 6.中加强板 7.后加强板
对其厚度进行优化。热成形板为硼化钢板, 其材料参数为:弹性模量E=210GPa, 泊松比μ=0.3, 密度ρ=7850kg/m3,
热成形后材料应力-应变曲线如图6所示 (该曲线由钢材供货商提供) 。零件4、零件5、零件6、零件7分别为前中后大梁内部的加强板, 优化过程中材料不作更换, 但优化其厚度, 以使得在整车正碰性能、白车身刚度性能及强度性能基本不降低的前提下, 实现整个车架轻量化的目的。
定义前中后大梁厚度t1、t2、t3, 及前中后加强板的厚度t4、t5、t6、t7, 7个设计变量作为结构强度、白车身刚度、正碰性能三个学科的设计变量, 其中t1、t2、t3、t6作为三个学科的耦合变量。
各个变量的初始值及取值范围见表1, 将静态扭转刚度分析工况中的前悬挂Z向位移, 强度分析工况中车身强度关键区域1、2、3、4的最大应力, 正碰工况中的车体B柱加速度峰值以及7个部件的质量考虑为响应。
MDO组织框图见图7。
mm
数学模型见图7, 其中, m为7个部件总质量;δZ为静态扭转刚度分析工况中的前悬挂Z向位移;σ1、σ2、σ3、σ4为白车身强度分析工况下车身关键控制区域1、2、3、4的最大应力;AB为正碰工况中的车体B柱加速度峰值。
如表2所示, 每个设计变量分成20个设计水平, 利用最优拉丁方试验设计方法进行20次采样并构建了初始响应面。然后利用连续二次规划优化方法对响应面模型进行优化寻优, 最终得到了静态扭转刚度分析工况前悬挂Z向位移、白车身强度分析工况下车身关键区域1、2、3、4的最大应力、正碰工况下车体B柱加速度峰值、7个部件的质量的近似模型。
4.3优化结果及误差分析
利用连续二次规划优化方法对上述近似模型进行优化得到各个变量的优化值 (表1) 及各个响应的最优解 (表3) 。
由表3中的各个响应的
优化后由于前中后大梁厚度有大幅度的减小, 故虽然部分加强板厚度有所增加, 尤其是中加强板厚度增大对扭转刚度带来的正面影响, 白车身扭转刚度还是略有降低, 但降低幅度基本控制在4%左右, 而且能满足初始设计要求。
强度分析工况中的车身关键区域应力变化不大, 能满足各个关键区域应力的要求。因而可以认为采用热成形车架后, 整个白车身应力都控制在合理的水平。
从图8可以看出, 轻量化前后车体 B柱加速度在20ms以前有着比较大的区别, 但在对人体造成伤害的时段内 ( 30～60ms ) 的变化不是很大, 且整个过程B柱加速峰值都在31g以内, 满足法规CMVDR294要求。
采用热成形材料之后, 由于材料屈服强度提高很大, 而且大梁厚度都是比较薄的, 而对于薄壁管件的弯曲变形一般情况下都有不稳定现象, 所以在纵梁上要开诱导槽, 以便其能更好地吸能。改用热成形车架之后, 车辆安全性方面还是可以满足要求的。
5 结论
在整车正碰、白车身刚度及强度的多学科优化分析时, 本文利用最优拉丁方式验采样以及移动最小二乘法构建了精度较高的多学科的响应面模型, 并且在满足正碰法规、白车身刚度、强度要求的同时, 通过采用热成形车架, 使得整个车架的质量降低, 取得了很好的减重效果。此方法为整车轻量化及热成形工艺材料的应用提供了新的解决途径, 可推广应用到汽车整车或子系统设计。
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汽车轻量化设计研究 篇8
在世界经济领域与人们现实生活中企业的地位毋庸置疑, 其发展的重要方向是舒适、安全、低成本、节能和智能化等, 随着不断提高的社会文明程度以及日益紧张的不可再生资源, 最大程度降低材料用量以及控制尾气污染, 这些都是汽车行业需要面对的挑战。相关资料表示, 每次减少10%的汽车质量, 可以节省6-8%的油耗。世界主要汽车生产国都在严格执行排放标准。我国北京也把汽车尾气排放强制执行欧洲三级标准。
控制节省车体质量, 也就是轻量化设计这一主要问题, 不仅可以减少材料消耗, 还可以降低排放尾气量, 这已经成为全球汽车行业的共识, 已经得到了巨大的成绩。同时加入WTO以后, 对轻量化设计的大量应用, 提高了我国汽车综合水平, 成功接轨于世界标准, 对于提升我国汽车行业国际竞争起到重要作用。
2 汽车灯具轻量化设计应用
2.1 替代材料
20世纪80年代, 由于能源危机造成的影响, 日本提出了汽车轻量化设计, 设计出对能耗与原材料有效节省的新车型。汽车灯具选择注塑材料制作, 提出了与灯具大型注塑件相适合的制造技术, 有效节省了手工操作所需的成本, 进一步提升了企业灯具轻量化设计水平。车灯具体能够划分为前照灯、后车灯、转向灯、雾灯等。PC由于具有较强的抗冲击能力要相当于250倍的无机玻璃, 相当于30倍的聚甲基丙烯酸甲酯板材, 最早代替剥离在前灯外罩中应用, 由于利用PC制作外罩, 造成灯体利用改性聚丙烯, 灯罩与灯体一般利用粘胶粘接式进行装配。此外, 车灯造型中装饰功能是主要部分, PC拥有极好的光学与着色性能, 可以制作车内装饰条对车灯进行点缀和装饰。一般利用透明有色的PC制作装饰条, 可以选择辅助喷底漆突出其颜色, 也可以同构镀铝方式对金属色积极改变和装饰;装饰圈通常利用镀铝方式改变金属色在照明灯外实施包嵌;灯具中反射镜是主要的零部件, 从前都是利用压铸件镀铝进行制作, 目前全部应用PC注塑镀铝, 降低了质量, 也对工艺进行了简化。灯具中一般是没有办法改变灯泡的发光颜色的, 而指示灯全部是发出颜色的灯光, 因此, 利用内配光镜的颜色对整灯光颜色进行调整, 通常有色透明PC的颜色包括红、黄、绿和蓝。
(1) 透明有色聚碳酸酯
由于光源颜色调整与装饰的要求, 采取聚碳酸酯可以着色的优点, 生产材料厂家按照用户的需求可以直接在生产中添加颜色以及一些添加剂等, 制作透明有色的PC料。在这些透明有色的PC料中, 最重要的是色母料的耐热性。
(2) 聚碳酸酯表面处理
PC塑件的表面较为坚脆, 尤其是透明件, 当其沾上大量灰尘, 即便是通过静电布搽拭, 轻易就划伤配光镜表明, 进一步对整个灯具的外观造成影响。通常PC作为灯具外的表面零件时, 要处理产品表面之后使用。当前具体是利用表面有机硅耐磨涂层的方法进行处理。从前灯具中的反射镜或者饰圈等零件都是采用金属件实施电镀或者镀铝, 金属件质量较重, 加工较为复杂, 成本很高。目前代替使用PC注塑件, 工艺成型便捷, 可以加工出较为复杂的形状, 通过镀铝工艺得到的拥有金属光亮的表面, 质量较轻。在工程塑料中, PC基材表面和铝层之间形成了很好的附着力。PC镀铝的主要工艺是在真空中蒸发金属纯铝, 使其在被涂覆的物体上沉积, 也可以称为真空镀铝。汽车灯具镀铝的零件基本包括灯体、反射饰圈, 在灯具中安装发挥了反射和折射功能。
2.2 工艺手段结合结构优化
在设计密封结构时应用工艺手段结合结构优化, 要对配光镜和灯壳的密封粘结方式进行确定。当前汽车配光镜和灯壳之间主要采取热熔胶粘接、冷硅胶粘接、PU胶粘接、热板焊接、摩擦焊接等方式进行。例如前组合灯和后组合灯。当前前组合灯采取的粘接方法具体包括热熔胶粘接、冷硅胶粘接、PU胶粘接。由于前组合灯一般使用的材料为配光镜PC和灯壳PP, 这两种材料不能实施热板焊接、摩擦焊接, 所以不适合通过这两种方式进行玻璃焊接。对于小面积产品适合利用超声波焊接, 例如侧转向灯等。
2.3 灯具零部件之间等寿命设计
在传统的设计过程中, 考虑灯具系统和各零部件之间的等寿命设计并不充分。按照相关的要求, 不同灯具零件出现了不一样的安全系数。通常在整车寿命的前提下, 各个灯具零件之间形成了较大寿命差异。损坏了一个零件, 另一个零件却完好无损, 进一步形成浪费。可以联系可靠性与耐久性试验得到的数据, 对灯具部件的疲劳强度有效考核, 实行寿命设计。在整车寿命要求下, 对安全系数积极调整。除了易损件之外, 其他零部件的寿命也近似于相同的数值, 防止了一些灯具零部件不必要的长寿命, 进一步降低了耗材, 减轻了重量。此外, 在目前汽车电子电气所占比例逐渐加重的情况下, 可以利用功能优化, 通过各种方式完成相同的功能, 进而达到以电子化替代机械功能的目的, 最终可以有效减少机械零件, 减轻重量。
3 汽车轻量化技术的应用前景
轻量化技术的发展始终联系材料的应用而开展, 各国为此利用了很多方法:美国PNGV计划决定选择包括高强度钢铝合金、镁合金以及复合塑料材料进一步完成汽车轻量化设计, 同时重点突出了扩大轻质材料的重要意义;国际钢铁协会考虑了很多因素, 吸收了很过国家的著名钢铁企业与汽车行业参加, 经历四年的时间, 完成了减轻目标轿车白车自身重量20%;在ULSAB-AVC计划实施中, 扩展轻量化目标到超轻刚悬架系统、发动机支架等构件, 有效改善白车燃油效率, 容易回收材料, 有效降低成本并且实现大批量生产。在安全、节能和环保等法规的影响下, 以及在性能与成本等因素的限制下, 预期汽车轻量化材料技术在未来的发展方向为:
(1) 碳纤维、钛合金以及金属基符合材料有可能被作为新型轻量化材料。
(2) 在轻量化材料技术的影响下, 设计思路将会出现重要的突破。
(3) 制造零部件技术依然是未来研究的关键。
4 结束语
当今汽车工业最为关键的研究方向是汽车轻量化的发展。尽可能降低汽车自重以及减少油耗, 一般是通过对轻质材料的积极革新, 研究快捷的先进制造工艺积极实现的。我国应当掌握内高压成型技术、半固态据合金成型技术和超高强度钢成型技术等先进的轻量化材料和成型技术, 以及努力节省轻量化工艺成本, 推动我国汽车轻量化技术发展。
摘要：企业产业发展的主要方向就是汽车轻量化, 也是一个汽车厂商是否拥有先进技术的主要标志。我国汽车制造业很早已经把轻量化作为发展课题, 如今面对逐渐提高的环保要求以及不断上涨的原材料价格, 积极发展汽车灯具轻量化已经显得至关重要。文章主要分析了汽车轻量化设计的现状和意义, 汽车灯具轻量化设计应用, 汽车轻量化技术的应用前景。
关键词：汽车轻量化,设计,发展
参考文献
[1]冯美斌.汽车轻量化技术中新材料的发展及应用[J].汽车工程, 2014 (3) .
客车车身结构轻量化设计 篇9
节能、环保和安全是汽车工业发展中所面临着的三大主要问题, 油耗和排放是影响这些的重要因素。大量数据研究表明, 整车质量的大小与油耗密切相关, 因此在满足整车各项性能指标的基础上对其进行轻量化是十分有必要的。就客车来说, 车身质量占整个客车质量的比重很大, 通常为了满足其强度的要求车身骨架强度会出现局部富余的情况, 这将进一步导致车身质量的偏大。而我们国家的客车车身往往存在质量偏大的情况, 甚至于存在有些结构刚度强度富余的情况。
大量研究表明, 汽车质量每降低10%, 油耗降低6-8%, 排放降低4-10%。而车身是客车三大总成之一, 占整个客车总质量的40%-60%, 由此可见影响整车轻量化的主要因素是对车身的轻量化。目前, 汽车轻量化的主要途径有以下两种, 一是采用轻量化材料, 例如采用高强度钢, 铝镁合金等新材料, 在满足刚度强度的情况下, 使得质量更轻;二是利用CAE技术进行客车结构的优化, 使得材料分布和各零部件布局更加合理, 在满足要求的情况下, 最大限度的减重。文章就是基于拓扑优化的某客车车身结构设计, 从而到达优化减重的目的。
1 拓扑理论简介与拓扑模型的建立
1.1 拓扑理论简介
拓扑优化 (Topology) 作为一种概念性的数学方法, 是将一定设计空间内的连续体离散成有限单元网格, 为每个离散单元附上合适的材料属性, 给定合适的约束条件, 利用Opti Struct自身的近似优化算法-根据结构自身的传力路径对材料分布进行重新布置, 来完成设计人员给定的设计目标。
对于以往传统的设计, 设计人员往往是凭借自身的设计经验对整个设计过程进行把控的, 而现在完全可以以拓扑优化的方法为基础, 参考拓扑结果对整个产品的设计进行全新的把控, 从而更加有效的设计出工艺与技术条件均达标的最佳产品。
借助于Hyper Works软件分析平台, 利用Opti Struct对该客车的顶盖和侧围进行必要的拓扑优化分析。以拓扑结果为基础, 充分考虑到实际的工程规范要求, 设计人员对车身结构进行二次的优化设计并进行有限元分析计算, 最终在满足整车性能的基础上得到最优的设计, 从而达到车身结构性能优化与轻量化的目的。
1.2 拓扑模型的建立
工程领域的优化一般都涉及三个重要因素-设计变量、目标函数和约束条件, 拓扑优化数学模型的建立就是以这三个因素为基础的, 具体可以将其数学模型表述为:
设计变量:
目标函数:
约束函数:
式中, gj (X) 表示不等式约束函数;m为不等式约束的数目;hi (X) 表示等式约束函数;l为等式约束的数目。
以拓扑优化设计理论为基础, 参考实际工程规范要求建立合适的拓扑优化设计空间。设计人员在拓扑优化设计空间内布置材料的时候还必须考虑到客车的基本功能、性能和装配等实际情况的要求, 车门及车窗的位置不发生变化, 对一些关键部位着重考虑 (对整车弯曲刚度影响较大的车身侧围, 在侧翻过程中保证车身结构不会过大变形而导致车内生存空间变小的车身顶盖) 。本次拓扑优化的设计空间确定为车身的侧围部分区域以及盖顶, 以原始车型的数模为基础构建出的车身局部拓扑优化模型如下图1所示。
2 分析工况说明
2.1 强度分析
作为车身设计的一般性的载荷工况, 强度分析的结果可以用于评估客车的结构强度性能。在进行强度分析的时候, 必须充分考虑客车车身结构的布局以及悬架系统的几何外形, 再结合提取的载荷计算表格, 进行分析。对于多种工况的强度分析通常会根据工程设计人员的实际经验以及对整车性能参数的把控给出适当的加权因子, 再结合基础车型的应力水平, 来对客车的总体强度进行评估。此次应力分析采用静力学的方法, 以G作为标准载荷的方式来考核客车的车身强度。具体工况如下:
0.85G前向制动工况:客车在水平路面急停的时候要承受一定的惯性载荷, 此处以0.85G向前惯性载荷模拟客车满载状况下在水平路面上的紧急停车情况, 考察车身的应力分布情况。考虑到车身悬架的实际情况来进行有限元模型的加载, 通过RBE2模拟出前后悬架的支撑点 (即RBE2的主节点) , 并且对左侧前后悬架处的RBE2主节点约束其1、2、3自由度, 对右侧前后悬架处的RBE2主节点约束其2、3自由度, 再对客车的整体施加X方向的0.85G惯性力。在这种载荷作用下, 客车主承载结构上的最大应力值应低于材料的屈服极限。
0.5G左转向工况:在实际客车转弯的时候客车要承受一定的侧向惯性载荷, 此处以0.5G的侧向惯性力来模拟客车左转弯情况, 考察车身的应力分布情况。考虑到整车的实际运行情况来进行有限元模型的加载, 通过RBE2模拟出前后悬架的支撑点 (即RBE2的主节点) , 并且对左右后悬架处的RBE2主节点约束其1、2、3自由度, 对左右前悬架处的RBE2主节点约束其2、3自由度, 再对客车的整体施加Y方向的0.5G惯性力。在这种载荷作用下, 客车主承载结构上的最大应力值应低于材料的屈服极限。
2.2 刚度分析
弯曲工况:良好路面上正常匀速行驶的客车其车身主要承受弯曲载荷, 在此工况下分析车身骨架结构相应的变形用以评价其弯曲刚度。具体的约束及加载方式如下:对左前轮支撑点约束其3自由度, 右前轮约束其2、3自由度, 左后轮约束其1、3自由度, 右后轮约束其1、2、3自由度。此处主要考虑的是客车的动力总成重量以及座椅、乘客的重量。这些重量以集中载荷的方式施加到相应的节点上。对于测量点的选取直接关乎到计算分析结果的可信度, 此处的测量点严格按照工程实际规范进行选取, 通常在客车底盘纵梁底面选取若干均匀分布点, 用测量点的最大位移来评价其刚度特性。弯曲刚度EIZ可通过测量点的最大位移计算得出:
式中, δi是测点的Z向变形量 (单位:m) ;Xi是前悬支撑点到测点的距离 (单位:m) ;L是前后悬支撑点距离 (单位:m) ;P是施加的载荷 (单位:N) ;a是前悬支撑点至加载点的距离 (单位:m) , b=L-a。
扭转工况:客车在低速通过不平路面的时候会出现车轮悬空的危险状况, 扭转工况就是模拟这一情况的, 具体表现为三个车轮着地一个车轮悬空。在这种状况下, 车速较低, 惯性较小, 车身的受力特性完全可以当作是静态的。车身模型的具体约束及加载条件如下:约束左右两侧后悬架安装点1、2、3自由度, 左右两侧前悬架安装点通过MPC的方式约束, 同时任选一侧前悬在其安装点处施加一定的竖直方向的力 (即沿Z方向的力) 以此获得30000Nm的转矩。测量点的选取依旧严格按照工程规范选取, 通常在客车底盘纵梁底面选取加载面对应点以及沿纵梁均匀分布若干测量点。扭转刚度GJ是通过加载面所对应的纵梁底面Z向的变形量来计算的。
式中, δL是左纵梁上的测点Z向变形量 (单位:mm) ;δR是右纵梁上的测点Z向变形量 (单位:mm) ;T是施加的载荷 (单位:Nm) ;Xi是后悬支撑点到测点的距离 (单位:m) ;Bi是左右对称测点的间距 (单位:m) 。
3 拓扑优化计算和结果分析
3.1 拓扑优化计算
以已经构建好的拓扑优化设计结构模型为基础, 结合客车的各种性能要求所需要满足的工况, 施加相应的载荷, 此处主要涉及到两个强度工况, 两个刚度工况。以客车顶盖及其侧围为设计变量, 以确定好的局部拓扑优化设计空间的质量比 (mass fraction) 0.2~0.3为约束条件, 同时施加对称约束, 以加权应变能最小min (wcomp) 为目标函数完成拓扑优化计算的前处理工作。在模型测试没有问题的基础上通过Opti Struct提交计算, 为保证拓扑结果的完整性, 将相应的迭代次数增加为200次, 经过若干次迭代之后可以得到在以上四种工况之下的拓扑优化结果, 如图2, 3所示。
3.2 优化结果分析
拓扑优化作为概念性的优化设计方法, 可以在设计空间里面寻找到材料的最优布置, 为设计人员提供全新的设计方案和最优的材料分布方案。经过拓扑优化之后, 车身材料的布置会更加清晰的呈现在我们面前, 以拓扑的结果指导我们进行梁的结构特征的选择以及其位置的布置。轻量化并非只是质量越小越好, 它同时还得保证车辆的其他性能, 比如模态, 碰撞, 强度, 疲劳, 刚度以及相关的法律法规。而且对于整个车身结构的设计, 还应该充分的考虑到其制造的可行性以及生产成本的可控性问题, 尤其是对于新的车身结构所带来的这些相应问题尤为突出。结合拓扑优化的结果对车身结构进行可行性的调整, 确定新的设计方案, 如图4所示。
4 有限元仿真分析结果验证
参考市面上钢材的规格以及性能参数, 更新模型中的相应的材料和属性, 再计算出新的车身结构的强度、刚度指标, 对比优化前后的各指标变化情况, 如表1所示。
对比表1中客车车身优化前后各种性能指标参数, 可以看出, 客车车身的减重效果特别明显, 具体表现为质量减少了348kg, 占原有车身结构质量的8.98%。在优化过程中对材料进行重新调整与布置使得刚度富余的情况大大减小, 从而在一定程度上导致车身整体刚度的减小, 但仍在满足性能要求的范围之类。至于两个强度工况, 0.5G右转向工况其最大应力值降低, 而0.85G前制动工况其最大应力值稍有所增加, 不过都小于材料的许用应力, 满足强度要求。
5 结束语
结合实际工程规范要求以及客车车身本身所具有的整体性能要求, 参考拓扑结果, 优化设计出新的车身结构。对新车身的结构进行分析, 对比优化前后所涉及到的各性能指标参数, 结果表明, 在满足性能要求的情况下, 客车车身减重效果明显, 从而进一步印证了拓扑优化设计方法的可行性和有效性。
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轻量化优化设计 篇10
摘 要：铰接式共振道路破碎机前车架主要用于承载共振系统，水箱，驾驶室等部件，其强度、固有频率及疲劳对于整车安全至关重要。本文在分析三种工况的载荷大小以及形式的基础上，通过ANSYS/WORKBENCH对其强度、模态以及疲劳进行仿真。本文以分析结果为基础对前车架进行轻量化设计，轻量化后的车架其质量下降12.6%左右。
关键词：共振破碎机；车架；有限元
中图分类号：U463.32 文献标识码：A 文章编号：1005-2550（2016）06-0102-06
Abstract： The front frame of articulated resonance road crusher is mainly used for carrying the resonance system， the water tank， the cab etc； therefore， The strength， natural frequency and fatigue is very important for the safety of vehicle. In this paper， the strength， mode and fatigue are simulated by ANSYS/WORKBENCH based on the analysis of the load size and form of the three conditions. On the basis of this analysis， the light weight design of the front frame is carried out and the weight of the frame is reduced by 12.6%.
Key Words： articulated resonance crusher； frame； finite element
我国的道路交通发展迅速，其中在已经通车的道路大约有40%是水泥混凝土的路面。随着我国车辆的增加特别是重载车辆的增多，其对道路的破坏也在加剧，许多道路都出现了严重的破损状况。如何高效的将这些损坏的道路进行破碎重修成为了当前急需解决的问题。共振破碎机以其高效率、低成本以及对环境影响小而在国外特别是美国被大量的使用。在破碎机工作过程通过调整共振系统中共振锤头敲击路面的频率来使路面发生共振，从而达到使路面破碎的效果。通过破碎后的混凝土可以被从新利用，这极大的减少了施工过程所造成的垃圾，节约了大量的成本[1]。国外对于共振破碎机已经进行了大量的研究。于1980年和1983年共振试验台架以及共振破碎机发明的专利被美国的Raymond A. Gurries， Reno， Nev申请了[2-3]。由于美国对相关技术的保密，目前国内对于破碎机的研究主要集中在各大高校。西南交通大学宴星凡[4]利用CAD，有限元等技术通过反求分析获得反求参数对样机的反求设计具有指导意义。武汉理工大学徐海[5]利用有限元技术对共振梁的模态以及完整样机的动力学进行仿真分析。武汉理工大学王晓友[6]利用虚拟样机技术以及台架试验对车-路耦合碰撞进行仿真分析。
本文以铰接式共振破碎机前车架为基础，通过对其非作业下的静载、行走两种工况以及作业下的动载工况进行受力分析，利用有限元软件ANSYS/Workbench对其进行强度、模态、以及疲劳仿真研究，并以分析结果为依据对其进行轻量化研究。
1 整车与前车架模型及其承载分析
1.1 整车与前车架三维模型
本车所研究的铰接式共振破碎机整车模型如图1所示：
破碎机的车架为铰接式车架，其可分为前车架与后车架。前车架主要用于安装共振系统（如：共振梁、配重箱等）、驾驶室、水箱、车轮、弹簧、减震器等部件。前车架的三维模型如图2所示：
1.2 前车架受载分析
破碎机在非作业下的静载以及行走工况下，配重液压缸提升拉杆将配重箱以及共振梁抬起以便让锤头离开地面。如图3所示：
当破碎机处于作业下的动载荷工况时，提升拉杆将配重箱以及共振梁放下，锤头接触地面。如图4所示：
破碎机前车架在三种工况下的受载情况如图5所示。当破碎机在静载荷工况下，其主要承受驾驶室的重力G2与水箱的重力G1，提升配重箱以及共振梁所需的液压力F1，共振梁对车架的反作用力F2。同时前车架还受到车轮与后车架在铰接轴处对它的约束U1与U2。
当破碎机在行走工况下，则前车架在静载荷的基础上，还要在铰接轴处添加一个推力F3。
当破碎机在动载荷工况下，前车架的承载与行走工况时相似，在其中由于不需要将配重箱和共振梁提起，所以提升力为F1及共振梁对于车架的反作用力F2由静载状态变成动载状态。
其中水箱的重力G1约为16000N，驾驶室的重力G2约为31510N，提升配重箱以及共振梁所需的液压力F1约为171870N，静载时共振梁对车架的反作用力F2约为17045N。
2 前车架有限元分析
2.1 前车架有限元模型
本文所研究的前车架结构及形状复杂。为了提高网格划分的成功率以及效率，本文在对其划分网格之前对前车架做了适当的简化，忽略了其中一些倒角圆角以及对结构的承载受力影响不大的一些结构。通过ANSYS/WORKBENCH对简化后的模型进行网格划分，本次划分采用实体网格。网格模型如图6所示：共划分节点数20722，单元数9950。
2.2 前车架强度分析
将ANSYS/WORKBENCH处理过的模型进行约束加载，对于静载以及行走工况按照图5的分析进行约束与加载。对于动载工况，由于共振梁与其余零部件配合的地方是共振梁的节点处，理论上，节点处的位移相对于共振梁的其他位置是不变的，所以，可以把动载的情况处理成为静载的情况，取成极限值[9]。得到前车架在三种工况的应力图如图7-9所示：
从以上各图及表2可以看出，三种工况下前车架最大应力均出现在中板的加强筋处，其中静载荷工况下的最大应力值为139.77MPa，行走工况下的最大应力值为139.54Mpa，动载工况下的最大应力值为192.22Mpa三种工况下的最大位移是发生在动载工况下，位置为吊耳处，最大值为9.99mm，车架的最大位移变形合理。从应力云图可以看出车架除了在中板、吊耳以及共振梁安装处应力较大外，其余地方应力较小。根据16Mn钢的材料特性可以知道，其屈服极限为360MPa超过车架的最大应力值，因此该车架符合强度要求。
2.3 前车架模态分析
大多数的振动对于车辆来说是我们不希望得到的，然而对于破碎机这种工程车辆来讲其恰恰是要利用振动来工作。为了更好的利用振动，使车架不至于发生共振，因此有必要对车架进行模态分析。
在模态分析中有自由模态分析和约束模态分析。由于在实际工程实践中，约束条件的复杂情况是难于预料的，而且有限元分析中本身存在着假设，如果约束不准确将导致很大的误差。因此本文采用自由模态分析，分析出车架的固有频率。
本文利用ANSYS/WORKBENCH对车架进行模态分析，分析结果如表3所示：
由于前六阶表示的是车架的刚体位移，它的频率为零或者接近于零，这不是我们所关心的频率，因此忽略不计。本文提取前14阶的模态结果，从表3可以看出车架的固有频率并不在共振破碎机破碎频率中（44Hz），但是其中第10阶频率接近于破碎频率，其振形如图10所示：
从图10可以看出，当车架达到第10阶模态时，其振形不是整体振形，而主要是车架左侧后半部分的弯曲振动，其对破碎机破碎的影响不大，且共振梁与车架之间有环形橡胶减震元件，可以有效的缓解车架的共振情况。除此之外，还可以通过设置加强筋板等措施来加强其动刚度。
2.4 前车架疲劳分析
目前很多工程机械的破坏表现为疲劳破坏，而且由于破碎机的特殊工作条件，因此前车架的疲劳耐久性对于整个破碎机的可靠性也是很重要的。本文利用workbench对其进行疲劳分析。分析采用恒定振幅载荷Fully Reversed，设计寿命定为1百万次循环，最大和最小载荷的变化幅度分别为50%-150%。其疲劳安全系数及敏感性结果如图11、12所示：
从图11可以看出最低的安全系数为1.29，发生在中板的加强筋处，在设计寿命内，疲劳安全符合要求。从图12可以看出当载荷的变化幅度在120%以内时，寿命几乎不变。
3 前车架的轻量化设计
3.1 前车架的优化模型
由上文的分析我们可以看出，前车架在三种工况下，除了在应力集中区域应力值较大之外，其余的应力值都比较低。因此前车架有足够的安全裕度，可以对其进行轻量化设计。
铰接式共振破碎机的前车架是由大量的钢板以及一些横，纵梁组成的，如果不对其进行拓扑优化，那么要想降低车架的重量则应该考虑减少钢板的厚度。因此本文以前车架钢板的厚度T=（t1，t2，……ti）为设计变量，根据GB3273-1989可以得到钢板厚度的取值范围应该小于或等于60 mm。
3.2 前车架的优化结果
通过迭代计算得到的优化结果如表4所示：
从表4我们可以看出，大部分的钢板厚度都有不同程度的减小，前车架质量从未优化前的7322kg降低到6401kg，降低约12.6%。表5显示的是前车架优化前后的最大应力比较，优化后的前车架最大应力与未优化相比有一定程度的增加，但是总体还是满足材料屈服极限的要求。此次模态同样提取前14阶并忽略前6阶，从表6我们可以得到优化后的前车架其固有频率也不在共振破碎机破碎频率中（44Hz），但其中第10阶频率也较接近破碎频率，其振形如图14所示：
从图14可以看出，优化后车架的第10阶模态振形与未优化的车架第10阶模态振形一样，通过上文的分析可知，模态结果符合要求。因此整体优化较为成功。
4 结论
（1）本文分析了铰接式共振破碎机前车架在静载荷、行走以及动载这三种工况下的受载情况和约束情况。
（2）根据前车架的具体结构，在划分网格时，对前车架进行适当的简化。通过WORK BENCH对前车架的强度、模态、以及疲劳进行分析。分析结果符合要求
（3）本文在有限元分析结果的基础上，对前车架进行轻量化设计。优化后的车架质量降低了12.6%左右。
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