悬置支架（精选3篇）
悬置支架 篇1
前言
悬置支架是动力总成悬置系统中核心的支承部件,悬置支架的可靠性直接影响到整个动力总成的匹配安全;由于动力总成及底盘系统受力及运动的复杂性,对于目前悬置系统支架的可靠性开发,重要的验证方法就是强化道路的可靠性验证;针对可靠性出现的问题,主要的解决方法是通过增加冲压件料厚、增加加强筋等加强结构的方法进行强化。本文针对一款车型的悬置支架开裂问题,进行CAE结构强度分析、焊接工艺确认、故障件的金相分析,完成悬置支架的优化,解决悬置开裂问题,为后期悬置系统的开发积累经验指导。
1、悬置支架开裂故障
根据道路可靠性验证,强化路10427km(折合普通公路156405km)悬置支架出现开裂,具体如下:
根据对故障件的具体失效模式及实物进行确认,并进行故障原因的分析,重点从理论设计、焊接工艺、金相分析等方面进行分析确认,具体如下。
2、悬置支架理论分析确认
根据整车数模及悬置布置,建立有限元模型,约束全部自由度,在forward vertical down&leteral left loading (最恶劣工况)工况下,左右前悬置的Z方向分别施加大小相等方向相反的载荷(载荷为±2565N),边界条件如图4所示。
根据建立CAE分析模型,并进行计算分析,重点进行焊缝处分析确认,根据分析结果,相关四条焊缝处的应力均小于40MPa,远小于屈服应力,安全系数达到9;应变为0;根据分析结果,悬置支架在焊缝开裂处不存在应力集中,设计不存在风险。
3、悬置支架开裂部位金相分析
根据以上对悬置支架的结构分析计算结果,悬置支架安全系数满足设计要求,为进一步确认失效的原因,对于焊缝开裂处的母材、焊接开裂部位进行取样,组织开展金相分析,确认裂纹的具体分布、母材材质焊接后相变、焊接工艺合理性等,准确的判断焊接裂缝、夹杂物、气孔、未焊透等缺陷。
针对故障件,组织取样,分析如下:
通过金相分析,母材组织铁素体+珠光体铁素体晶粒度10级,正常,焊缝组织为柱状的铁素体魏氏组织+珠光体,铁素体晶粒度1级,粗大;裂纹存在于焊缝尖角应力集中处;焊缝处无其他缺陷;支撑板和加强板之间搭接焊接间隙不均匀,未达到图纸要求0-2mm要求。
4、整改验证
根据以上分析,悬置支架失效的主要原因是支撑板、加强板之间间隙未达到设计要求,焊缝组织晶粒粗大;针对以上分析结果,调整优化支撑板、加强板模具及焊夹具,确保焊接缝隙满足0-2mm设计要求,同时优化焊接电流,提升焊接质量。
整改件组织进行可靠性验证,经过1.2万强化路验证,悬置支架未产生开裂失效,有效解决了悬置开裂问题。
5、结论
通过以上有限元CAE理论分析和金相试验结果,表明致裂悬置支架开裂失效的主要原因是母材搭接缝隙不满足设计要求,焊缝铁素体晶粒粗大,导致在高强度试验过程中,焊缝受到连续冲击,在应力连续作用下,金属基体与焊缝处产生裂纹,随着试验的开展,裂纹逐步扩大,导致悬置支架失效。
通过以上分析优化,明确了失效的具体原因,在悬置支架开发的过程中需要进行理论计算分析,同时也必须对工艺进行确认,保证开发部件能够符合设计的目的,为后期相关部件的开发积累有效的经验。
参考文献
[1]孙靖民,梁迎春.机械优化设计[M].北京:机械工业出版社,2009.
[2]陈祝年.焊接工程师手册[M].北京:机械工业出版社,2002:213—216.
[3]姜莞,史文库,滕腾,等.基于有限元方法的发动机悬置强度改进设计.汽车技术,2011;(1):20—24.
某型叉车悬置支架的刚度分析 篇2
关键词：叉车,支架,刚度,模态
1 引言
近年来叉车的振动噪声越来越受到关注,客户对振动噪声的要求越来越严格。振动噪声也是衡量整车质量水平的重要指标,因此研究叉车的振动噪声控制方法来降低振动噪声显得越来越迫切。而在叉车的整车振动控制中,动力总成悬置设计的优劣直接影响整车振动的好坏。在动力总成悬置的设计中,隔振垫的安装位置和方位、动静态刚度和阻尼都都是悬置设计时要考虑的重要因素[1,2],在悬置设计时不仅要考虑这些参数,同时还要考虑悬置支架的刚度和结构形式,支架的刚度不足会降低整个悬置系统的固有频率,同时支架本身受发动机的激励还可能会发生共振[3]。
2 悬置模型简化分析
软连接叉车动力总成悬置由4组支架和4个减振垫组成,减振垫一边与动力总成连接、一边与车架连接,支架-减振垫-支架组成了减垫系统,动力总成装置的悬置系统减振效果的好坏不仅与减振垫结构、安装位置、安装方式以及本减振性能有关,还与支架-减振垫-支架系统的刚度组合有关系。这3个元件组成的系统可以简化成如图1所示的模型,单个系统总刚度K的计算公式为其中K1是连接发动机支架刚度;K2是减振垫的刚度;K3是连接车架支架的刚度;由式(1)可以看出这个减振系统的总刚度大小不仅受减振垫的刚度影响,同时受两个支架刚度的影响,K1、K3刚度无限大时,系统刚度约等于减振垫的刚度,实际刚度接近预期刚度,但支架的结构型式对自身刚度的影响较大,当支架的刚度较低时会对悬置系统的总刚度影响较大。由于支架刚度的准确数值不易测得,一般减振垫刚度参数设计时常常不把支架刚度计算其内。通常的做法是使设计的支架刚度足够大。而一旦支架设计不够合理,刚度不足时,隔振垫的性能将难以发挥到最佳效果。
为了避免支架刚度不足带来的不利影响,需要将支架的刚度提高到一定数值,支架的刚度可以通过模态固有频率高低来评估,支架刚度的大小变化会对系统的低阶固有频率产生明显影响[4],因此一般要求动力装置支架最低模态固有频率在500Hz以上[3]。
3 某叉车悬置支架的模态分析
为了分析该型叉车的支架刚度,分析悬置支架的不同刚度的影响,先通过CAE方式预测支架的刚度大小情况。在Pro/E中建立支架的几何模型,转化step格式导入到HyperWorks,由于支架为铸造模型,相对复杂,需要对模型进行几何简化处理,如小孔、过渡圆角、倒角、搭接边或小凸台等。有限元网格划分后要对网格单位进行检查,并控制单元的质量。网格检查内容一般为是否有重复的节点、重复的或缺少的单元,以及高度畸变或翘曲的单元。控制单元的尺寸,如单元长宽比≤10;单元内角≥30°;单元翘曲角≤20°;单元尺寸应尽量均匀,要避免特别小的单元。模拟支架的实际情况施加约束,利用HyperWorks的Optistruct求解后,提取支架的一阶模态固有频率。计算得到原支架的一阶固有频率约390Hz(如图2所示),支架刚度远没有达到设计的刚度要求。在原支架的基础上增加厚度,调整筋的尺寸大小,得到改进后的支架一阶固有频率约为650Hz(如图3),支架的一阶模态频率大大提高。
4 试验验证
为了进一步分析支架刚度的影响,将两种支架分别安装并对其进行测试。试验中使用加速度计测量振动信号,利用数据采集与分析系统进行采集和频谱分析。通过控制油门调整发动机转速,使发动机转速从怠速到全速递增,同时记得各测点的振动信号。试验系统连接情况如图4。
图5和图6分别是原支架和改进后支架的转速谱振,幅值是加速度的自功率幅值。通过比较可以明显看到,改进的后支架加速度幅值在200～500Hz明显改善。同时传递率也有了一定的下降(如图7)。通过对支架的刚度进行分析并提高支架的刚度,不仅提高了支架的安全可靠性,而且降低了振动的传递率。
5 结论
(1)悬置支架的刚度大小对悬置系统有一定的影响,悬置设计时要保证支架的刚度足够大。
(2)通过CAE的模态计算来预测支架的刚度能够大大缩短开发周期,减少实验次数和费用。
参考文献
[1]周昌水,邓兆祥.动力总成悬置系统建模与解耦优化[J].客车技术与研究,2007(3):6-7.
[2]吕振华,范让林.汽车动力总成隔振悬置布置的设计思想论析[J].内燃机工程,2004,25(3):37-43.
[3]庞剑,谌刚.汽车噪声与振动理论与应用[M].北京:北京理工大学出版社,2008.
悬置支架 篇3
在传统的产品设计中,往往以生产技术经验为依据,对产品结构作定性分析和经验类比估算。为了强调零件的可靠性,一般都取较大的安全系数,造成产品零件质量增加,材料的潜力得不到充分发挥,产品的性能也难以充分把握。汽车轻量化设计在汽车发展中占有重要地位,是汽车节能减排的主要手段,而结构优化设计是汽车零部件轻量化的主要途径[1]。基于有限元分析的拓扑优化技术就是一种新型设计方法,它可用于全新产品的概念设计及已有产品的改进设计,能给出零部件甚至车身原型合理的材料布局,减轻结构质量,提高结构的强度和刚度[2,3]。
本文以某卡车驾驶室后悬置支架为研究对象,在实际工况结构分析的基础上,利用HyperWorks-Optistruct软件平台建立了结构拓扑优化模型,通过设置各类制造工艺参数及铸造约束条件,得到满足工程约束性要求的结构拓扑优化结果。通过与传统优化结构的对比分析,证明结构拓扑优化方法在悬置支架结构优化设计上的可行性和有效性。
1基于变密度法的拓扑优化理论及方法
1.1拓扑优化变密度法的数学模型
结构拓扑优化的基本思路是将寻求结构的最优拓扑问题转化为在给定的设计区域寻求最优材料分布的问题求解,对于连续结构拓扑优化,较成熟的优化方法有均匀法、变密度法、渐进结构优化法等[4]。由于只有在变密度法中才可以使用制造工艺约束,所以文章采用变密度法进行悬置支架的拓扑优化,其基本思想是引入一种假想的密度值在0～1之间的密度可变材料,将连续结构体离散为有限元模型后,以每个单元的密度为设计变量,将结构的拓扑问题转化为单元材料的最优分布问题[5]。
以结构的最小柔度设计问题为例,其拓扑优化模型可表示为:
求X=(X1,X2,…,XN)T,使得
min:C=FTU (1)
st:V=fV0 (2)
F=KU (3)
0
式中:C为结构的总体柔度,F为力矢量,U为位移列阵,K为结构总刚度矩阵,V0为整个设计域的初始体积,V为优化后的结构体积,f为优化体积比,Xmin为单元相对密度下限,Xmax为单元相对密度上限。
在多工况的情况下,对各个子工况的柔度进行加权求和,目标函数变化为:
min:C=∑WiCi
式中:Wi为第i个子工况的加权系数,Ci为第i个子工况的柔度。
1.2悬置支架拓扑优化设计流程
利用HyperWorks软件做优化分析时,通常的流程是首先读入CAD模型,然后划分网格,添加边界条件,设置优化分析模型参数;优化分析模型一般是由目标函数、约束条件、优化设计变量三方面组成。在轻量化分析过程中,一般选取优化设计变量为结构体积的减少量,然后采用传统的拓扑优化方法,将总体的应变能作为目标函数[6]。在本次后悬置支架的优化分析中,主要采用OptiStruct模块的拓扑优化和形状优化工具。首先,由拓扑优化获得一个最佳的结构布局——即最佳的材料分布;然后在这个最优结构布局的基础上按照实际设计需求形成一个新的设计方案,并反馈到CAD软件中,形成新的CAD模型;最后通过形状优化工具在添加适合铸造的约束条件下,来减少局部的应力集中,增加零件刚度,得到更有效的细节设计。
图1所示,代表了后悬置支架的基本优化设计流程,从最初的模型导入,以及之后的约束条件与目标函数的设定,同时包括制造工艺参数的设定,最后通过形状优化得到的最终设计方案。
2有限元模型建立和边界条件确定
2.1有限元模型建立
2.1.1后悬置支架原始结构分析
由于驾驶室后悬置系统布局方式比较复杂,整个驾驶室后悬置系统由安装于浮动横梁上的左右各一个橡胶缓冲块支撑,两个悬置支架对称垂直安装于车架大梁上,中间用一弧型横梁连接,在悬置支架的两侧对称布置两个筒式减震器,而本文所述后悬置支架是整个系统中受力最为复杂的关键零件。该零件在原始设计中,由于整个机构的复杂性,对产品的性能未能充分把握,在进行设计时只能作定性分析和类比估算,确定实际结构时,选择的安全系数过大,致使设计出来的产品结构过于笨重,粗大,缺乏美观。另外由于对实际的受力点未能准确把握,导致结构材料分布不够均匀,铸造工艺性较差。原始结构如图2所示。
2.1.2有限元网格划分
选择合理的网格单元对整体模型的分析有重要的影响。结合后悬置支架结构的复杂程度以及优化分析的要求,悬置支架采用实体单元网格划分,同时在非干涉和装配部位进行必要的材料填充;另外对分析过程中涉及到的弧形横梁因结构简单,属于简化梁结构,采用壳单元的划分方式。
具体网格划分如图3所示。其节点数和单元数见表1。
2.2确定边界条件及设置优化参数
2.2.1确定边界条件
由于驾驶室后悬置系统是以垂直方式布置,车辆在高速行使时,主要考虑三方面因素:路面通过悬挂系统传递到驾驶室的冲击;发动机、传动系传递到驾驶室上的振动;以及侧向减振器所带来的瞬时冲击。
计算时考虑驾驶室受垂直方向4g(瞬时)和侧向2.5G(稳态)的冲击,同时对支架底端与车架大梁连接处用螺栓固定,悬置支架系统受力工况及约束条件如图4所示。
2.2.2材料属性及性能参数
悬置支架材料为精铸钢ZGD410-700,材料参数如表2所示。
3拓扑优化和形状优化
3.1后悬置支架的拓扑优化
后悬置支架的拓扑优化,主要考虑的问题是支架结构的合理布置,以及准确模拟支架所受的垂直载荷和侧向载荷。在拓扑优化过程中,采用后悬置支架与横梁整体分析,但对后悬置支架单独优化的方式,这样获得的结果更趋近于真实情况。由于拓扑优化对加强筋及凸缘刚度的敏感性较高,因此定义设计变量时,将体积和应变能作为目标响应,优化的约束是体积,总体结构的应变能为目标函数。这里结构的应变能就是结构柔度,在一定工况下结构应变能小其柔度就小,则结构的应变和应力相应则小[7]。总体应变能即包括设计空间也包括非设计空间的应变能。
最后根据拓扑优化结果云图,返回CAD模型,结合精密铸造工艺,尽可能的凸出筋骨,减少大平面,在遵循实体最小原则下重新进行三维设计造型。优化云图及结构优化方案如图5、图6所示。
3.2后悬置支架的形状优化
根据以上拓扑优化结果,确定了一个在给定载荷条件下满足设计要求的最佳结构布置方案,在此方案的基础上,对后悬置支架进行细节优化——形状优化。在形状优化中,同时考虑结构应力和屈曲变形。为了突出筋骨,保持整个结构布置的均匀化,同时减少局部应力的集中,只对有限元模型做局部形状优化,避免整体优化时间上的浪费,如图7所示。
针对该有限元模型,将适合铸造的工艺参数、应力标准和屈曲要求作为形状优化的设计约束,质量最小为目标函数。对于应力约束,不允许该处的最大应力超出材料的屈服极限,同时在实际优化过程中,该处结构的厚度只能向内侧移动,高度只能向上移动。最终经过形状优化后结构如图8所示。
4结构验证与对比分析
经过拓扑优化和形状优化,得到了较为理想的设计方案,为了验证该优化方案的可靠性,对其进行有限元分析计算,同时对用传统的经验类比方法设计的优化方案进行分析对比。结合实际受力情况,传统优化设计方案和拓扑优化方案的有限元验证分析应力与变形云图如图9、图10所示。
通过应力与变形云图的分析可知,传统优化设计方案最大应力高达726MPa,出现在台肩处,而拓扑优化方案的最大应力虽然达到576MPa,但是位置出现在弧型横梁上,与传统优化设计方案相比,相同位置的最大应力由710MPa减少到216MPa。其对比参数如表3所示。
5结语
文章对某驾驶室后悬置支架结构进行了基于有限元分析的拓扑优化与形状优化设计。优化结构与验证结果表明,传统优化和拓扑优化结构,质量分别下降了35%和35.5%;但在同等工况条件下,传统方式优化的产品,其结构多处应力超出材质屈服极限,且最大应力达到了726MPa,远远超出了材料的屈服极限,在实际使用过程中存在安全隐患;而采用Hyper Works的拓扑与形状优化方案最大应力为230MPa,低于使用材质的屈服极限,且同一部位的应力由传统优化结构的710MPa减少到216MPa,同比强度增加了2.65倍,刚度增加了1.27倍,优化后的产品结构更适合于铸造工艺。
后悬置支架的优化设计打破了生产单位不能独立改善产品结构的历史,体现了拓扑优化设计在汽车零部件设计过程中的工程应用价值。
参考文献
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