基于Hyper Mesh的客车转向机支架的优化设计

杨小见，杨 胜，宁忠翼，郝守海

（东风汽车有限公司东风商用车技术中心，武汉 430056）

为使东风某全承载结构的插电式混合动力城市客车实现整车轻量化，达到提高整车燃油经济性的目标，对转向系统转向机支架进行优化设计，减少重量。由于转向机支架的强度与刚度会影响到转向系统的性能，其强度与刚度不足，会引起前轮摆振、前轮转向反映迟钝、方向盘自由间隙大等后果[1-2]。因此在设计中，基于HyperMesh软件的有限元分析，在满足强度、刚度前提下对转向机支架进行优化设计，实现轻量化。

1 转向机支架的初始方案及分析

1.1 初始结构及网格划分

因前悬较长和采用超低地板结构，转向系统采用卧式转向机布置形式。考虑到全承载车身底架的结构特点，参考以往车型，确定转向机支架采用板式结构，焊接在固定梁上。初始设计方案如图1所示。

转向机支架采用板材，三边翻边弯折后焊接在固定梁上，结构简单，固定也稳固，但是质量比较大，未达到整车轻量化的设计目标。因此，先从布置形式上着手，在确保转向机有足够的前后安装、拆卸维修空间和最小的离地间隙的前提下，尽量减少转向机支架的前后跨度和上下高度，从结构上使支架外形轮廓最小，重量较轻，得到转向机支架的初始设计结构如图2所示，重11.2 kg。

运用HyperMesh软件对该支架初始设计结构的刚度和强度进行分析[3]，支架材料特征如下表1所示。

表1 转向机支架的材料特征

利用设计软件Pro/E 3.0把转向机支架的三维实体模型转换成HyperMesh软件可读的IGS文件格式。然后打开HyperMesh分析软件，导入转向机支架IGS模型，并建立材料特征和组件集合。

转向机安装面和翻边弯折焊接面都采用了四边形偏移生成六面体法划分网格。为了更准确地对其结构进行模拟，单元类型为三维实体单元（PSOLID）,以六面体网格为主，也有少量五面体和四面体网格。网格划分单元共有节点（node）119 946个，单元（element）96 914 个。

1.2 边界条件及载荷

根据转向机支架与其固定梁的连接方式，如图1所示的三边焊接在固定梁上，约束转向机支架与固定梁焊接部分的六个自由度[4]。

转向机支架主要承受来自转向机的力和力矩。在有限元分析的模型中，整个转向机可以看成一个刚体，可采用RBE2刚体单元进行模拟。首先分别将转向机安装面上的四个螺栓孔与转向机输出轴上垂臂的固定安装处a点进行刚性元连接，然后将a点与转向垂臂和拉杆连接受力处b点（球销中心点）进行刚性元连接[5]。在b点施加一定的力就可以模拟转向机支架的受力情况了。

该客车转向垂臂b点的受力计算如下：

由于客车（汽车）在原地转向时，轮胎阻力矩远大于其他状态所受的力矩，故采用原地转向状态计算垂臂的受力情况。原地转向时，轮胎阻力矩按V·E·GOUGH推荐的经验公式计算[6]，即：

式中，Mk为轮胎阻力矩，N·m；μ为地面与轮胎之间的滑动摩擦系数；G为转向轴负载，N；P为轮胎气压，Pa。

再根据转向拉杆系统和前桥梯形机构的传动比及传动效率，计算得到转向垂臂所受到的力矩值Mp，由垂臂所受的力矩和垂臂长度就可以算出垂臂c点受到力的大小F。

式中，Mp为作用到转向垂臂上的力矩，N.m；IT为梯形机构传动比；ηT为梯形机构效率；ID为拉杆机构传动比；ηD为拉杆机构效率；L为垂臂长度，m。

代入以上参数，算出该客车的转向垂臂c点受到的力F=13 000 N，这个力远远大于由转向机的重力（400 N左右）和其输入轴所受到的力。因此，为了方便计算，忽略转向机重力和其输入轴的输入力，施加到转向机支架上的载荷可以看成F=13 000 N。

为了简化转向机支架受力情况，分两种工况：垂臂受向前的推力、受向后的拉力。受力方向也简化成平行于支架方向。

1.3 计算结果分析

施加约束和载荷后，运用求解器求解，得出转向机支架变形云图和应力分布云图，应力分布云图见图3。

根据有限元分析结果，在转向机受到极限扭矩（即垂臂受到极限拉力或推力）的作用下，转向机支架的最大变形是0.041 mm，最大应力为116 MPa。最大应力是螺栓孔处，因螺栓孔处的模拟连接与实际有差异，容易产生应力集中，故除去螺栓孔内层的最大应力值，取其附近的最大应力值110 MPa。

最大变形量远小于0.5 mm（经验值），最大应力远小于材料的屈服极限510 MPa。可见转向机支架初步设计方案的强度和刚度远远超过设计要求，显然存在材料浪费的问题，具有很大的减重的空间。因此，为了减少材料，节约成本，减轻重量，需对其进行拓扑优化分析，并优化设计转向机支架。

2 轻量化设计

2.1 拓扑优化分析

经过以下步骤进行拓扑优化分析[7-9]：

建立优化变量和空间；定义优化位移响应；定义优化体积响应；定义位移约束条件；定义优化目标函数；进行拓扑优化；查看拓扑优化结果。该转向支架初始结构的拓扑优化结果如图4所示，可见具有很大的减重空间。

利用拓扑模型，对转向机支架进行优化设计，改进结构，减少质量，并对新支架进行有限元分析，确保其强度和刚度满足设计要求。

根据上述分析结果和经验，进一步对转向机支架进行优化。支架厚10 mm不变，除去翻边结构，平板支架焊接在固定梁上，并在支架内部受力较小的地方设计减重孔，如图5所示，新支架只有6.5 kg。

2.2 验证优化效果

按照以上方法重新进行有限元分析，优化后的转向机支架的应力分布云图如图6所示。

转向机新支架的最大变形是0.053 mm，螺栓孔最大应力为114 MPa，取其附近的最大应力值112 MPa。可以判断优化后的转向机支架强度和刚度仍满足要求。

对于全承载结构的客车而言，采用这样的转向机支架及固定方式，转向机的受力比较复杂，本文只是简化模拟，故保留一定的安全系数取4.55（510/112），大于经验值3。当然，本文也只是从静态受力角度对转向机支架进行有限元分析，要完全验证还需要实车试验。

3 结束语

经以上有限元分析、拓扑优化设计后，在客车板式转向机支架的强度和刚度满足性能要求的前提下，质量从11.2 kg减少到6.5 kg，减轻41.9%，实现了轻量化设计的目标。可见，在转向机采用新的布置形式和支架采用新结构的情况下，利用HyperMesh分析转向机支架受力变形和应力分布情况，并参考分析结果指导优化设计，这对设计工作有很大的帮助，也具有一定的指导意义[10]。利用CAE分析并优化设计汽车各系统零部件，减轻质量，对实现各系统轻量化有重要意义。若优化设计运用到整车设计上，整车质量必然降低很多，有利于提高整车燃油经济性[11]。

[1]余志生.汽车理论（第4版）[M].北京：机械工业出版社，2006.

[2]陈家瑞，马天飞.汽车构造（第5版）[M].北京：人民交通出版社，2006.

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