基于ANSYS的綜合農用車后立柱分析與優化

曹佳潭，劉學淵，郭子駿，趙旭昂，劉曉睿

基于ANSYS的綜合農用車后立柱分析與優化

曹佳潭，劉學淵*，郭子駿，趙旭昂，劉曉睿

（西南林業大學 機械與交通學院，云南 昆明 650224）

汽車立柱是汽車重要的支撐組件，立柱的剛度和強度決定著汽車行駛的穩定性與安全性。因此，在多功能綜合農用車的設計過程中，要對立柱進行科學合理的設計分析，以確保汽車能適應惡劣的工作環境和高強度的工作強度。利用UG軟件建立立柱的幾何模型，利用機械系統動力學自動分析軟件ADAMS/Car進行懸架運動學仿真，通過ANSYS軟件對立柱的強度、剛度進行有限元分析。從而得出立柱的在極限工況下的應力與形變數據，進而進行分析與優化，最終設計出安全可靠的輕量化汽車立柱。

綜合農用車；后立柱；ANSYS；有限元分析；立柱剛度；立柱強度

汽車立柱的性能是決定雙橫臂獨立懸架系統操縱輕便性、穩定性和安全性的重要特征。保證設計的立柱滿足惡劣工況下強度和變形量的要求是提高系統性能的關鍵因素之一[1]。但是采用實物模擬的試驗方法對立柱的剛度、強度進行分析不僅時間長、經濟效益差，而且試驗條件受到限制。本文利用ANSYS軟件進行有限元分析進行優化，再將產品投入到生產實踐中去，大大降低了試錯成本。

1 立柱模型建立

根據整車性能要求和具體裝配關系，利用建模軟件建立小型農用車立柱模型（見圖1），其中，上下擺臂吊耳厚度為9 mm，剎車吊耳和橫拉桿吊耳的厚度均為6 mm。

一般合理的飼養密度是：斷奶仔豬0.5～0.8 m2/頭；育肥豬1～1.2 m2/頭；繁殖母豬1.5～3.2（帶仔母豬） m2/頭。種公豬應依據實際情況稍大一點，以創造寬敞的活動空間。

圖1 立柱模型

2 立柱受力分析

2.1 受力點提取

在最大制動力或最大側向加速度下會產生對應的危險工況，對應了縱向工況和側向工況（見圖2、圖3）。通過提取輪胎在縱向、側向工況的受力，利用機械系統動力學自動分析（Automatic Dynamic Analysis of Mechanical Systems, ADAMS）軟件仿真出提取點的具體受力情況。

除鎘沸騰層穩定的第一要素在于控制反應器內適宜的渣量，當沸騰層較“稀薄”時，可以通過補加鋅粉及調整底流加入來實現，但是鋅粉的過量加入增加了生產成本，并導致產出鎘渣品位不高，使下一步鎘渣處理流程加長。按初始設計理念，單槽鋅粉加入量按收鎘量的1.0～1.25倍進行調整，可保障沸騰層形成所需的渣量。

圖2 縱向工況載荷轉移

圖3 側向工況載荷轉移

2.2 ADAMS懸架模型建立和仿真

在生父認領是否需要存在血緣關系的證據之問題上，立法可以分為以下兩類:(1)需要血緣關系的證據的立法。在芬蘭和葡萄牙，需要此類證據。?(2)無需血緣關系的證據的立法?！笆澜缟辖^大多數國家”無此要求。?

表1 懸架各個點位XYZ方向的受力 單位：N

圖4 懸架裝配體

3 ANSYS靜力學分析及其優化

3.1 網格劃分

在網格劃分的過程中，網格的質量決定了分析結果的精度與可靠性。ANSYS自動劃分的網格質量較差，故在網格劃分時將立柱的吊耳與本體進行拆分，采用四面體的方法對立柱進行網格劃分。使得截面變化或其他易產生應力集中的部位網格劃分得較密，而其他不重要的部分劃分較為稀疏一些，最后獲取網格劃分模型[4]。經過查看網格橫縱比（其值為0.96），得知網格質量較好，網格劃分如圖5所示。

圖5 網格劃分

3.2 縱向載荷及邊界條件下應力形變分析

將ADAMS中的受力數據導入到ANSYS軟件中作為對應工況下的載荷對立柱進行有限元分析。在靜態結構中選取7075-T6鋁合金為材料，輸入參數為密度：2.81 g/cm3；泊松比：0.33，彈性模量：71 GPa；屈服強度：424 MPa。之后對立柱進行載荷和邊界條件的施加（見圖6）。在進行受力分析時，將中心孔處固定約束，根據不同工況，對轉向立柱軸承安裝孔處施加不同載荷[5]?？紤]到工作環境比較復雜，同時汽車采用中央制動方式，本文只對汽車經過亂石陣凸起或炮彈坑洼坑路況進行仿真分析，后立柱各受力點都以最大施加載荷來分析[6]。其中點為下搖臂外點；點為制動卡鉗施加力；點為橫拉桿外點；點為上搖臂外點。由表1數據可知，施加的力分別為2 102.4 N、6 000 N、3 502.9 N、730.15 N，進行運算后得出立柱的形變情況（見圖7和表2）和應力情況（見圖8和表3）。

圖6 載荷和邊界條件的施加

圖7 立柱的變形云圖

表2 立柱的形變數據 單位：mm

圖8 立柱的應力云圖

表3 立柱的應力數據 單位：Pa

記錄患者開始部分負重時間。術后每個月門診復查，以同時滿足體檢局部無疼痛、無叩痛、無負重活動疼痛，脛骨正側位X線片有連續骨痂通過骨折端，骨折線模糊為標準判斷骨折愈合，并記錄骨折愈合時間［2］。骨折愈合取外固定時，記錄患肢膝、踝關節活動范圍；骨折愈合后進行3個月功能鍛煉，作為末次隨訪并再次記錄患肢膝、踝關節活動范圍。

3.3 設計優化方案

3.兒童初治失敗的處理：（1）初治NNRTI方案失敗，換用多替拉韋（DTG）或含激動劑的PI+2 NRTIs（含激動劑的PI首選LPV/r）；（2）初治 LPV/r方案失敗，換用 DTG+2 NRTIs，DTG不可及時，則換成拉替拉韋（RAL）+2 NRTIs；如果DTG和RAL均不可及，3歲以下兒童則維持原方案并進行依從性指導，3歲以上兒童可改為NNTRI+2 NRTIs，NNTRI首選依非韋倫 （EFV）；（3）治療失敗后NRTIs的替換，阿巴卡韋（ABC）或替諾福韋（TDF ）更換為齊多夫定（AZT），AZT 更換為 TDF或 ABC。

對立柱各個尺寸進行參數化的定義，以便進行參數優化。對卡鉗耳片厚度預設為9 mm，上耳片厚度預設為5 mm。之后進行優化設計設置，對卡鉗耳片四個方向上的厚度進行了參數定義，將設計空間由最低的6 mm設置到最高的9 mm，需要計算出精準的結果。選用多目標遺傳算法（Multi-Objective Genetic Algorithm, MOGA），以神經網絡遺傳算法對各個點位進行分析，從而找出全局最優解。最后對算法進行約束，通過運算可知，卡鉗耳片的優化厚度約為6.3 mm，如表4所示。

3.3.1應力危險點的局部網格細化

3.3.3建模優化

為了驗證網格無關性，通過對該應力值插入ANSYS后處理模塊中的收斂性工具，對應力處的網格進行自動加密，由得到結果可知，最大應力覆蓋了4～5層的網格單元，因此，該結果為收斂值。故350.16 MPa是一個可信的分析結果。

分析計算結果可知，最大形變處和最大應力點均出現在卡鉗耳片上，其中最大形變處在卡鉗耳片的打孔處，形變量為3.641 2 mm，最大應力處出現在卡鉗耳片的底部連接處。最大應力處的受力為350.16 MPa，7075-T6鋁合金的屈服強度為424 MPa，說明應力還有較大的優化空間，且平均應力只有80.081 MPa，遠遠低于材料的最大屈服強度，應在安全范圍內適當減小低應力點處的強度以實現輕量化。

首先在ADAMS軟件中生成柔性防傾桿模板，需要確定各項連接點上的硬點坐標，然后再對各個坐標進行連接建立模型[2]。隨后與懸架模板進行參數調整和模型裝配，分析過程需注重記錄以防連接錯誤導致仿真失敗[3]（見圖4），從而進行對應的懸架運動學仿真。通過ADAMS/Car軟件建立調取各點受力的數據（最大制動力為989 N，最大側向力為1 249 N），然后分別在兩種工況下利用后處理模塊調出對應點的受力數據，從而用于零件的受力分析以及計算。表1為懸架各個點位方向的受力數據。

表4 卡鉗耳片優化結果 單位：mm

3.3.2設置立柱的尺寸優化點位

回到UG建模環境中，對上搖臂耳片、下搖臂耳片、橫拉桿耳片等進行鏤空處理，在立柱主體上增加減重孔，將制動卡鉗耳片增加到6.3 mm，同時在耳片兩側增加筋板以增加強度。優化后的立柱模型如圖9所示。

3.3.4優化后的立柱應力分析

在與3.2小節縱向載荷及邊界條件下應力形變分析一樣的條件下對立柱進行有限元分析得到優化后立柱的形變情況（見圖10和表5）和應力情況（見圖11和表6）。

圖9 優化后的立柱模型

圖10 優化后立柱的變形云圖

表5 優化后立柱形變結果 單位：mm

圖11 優化后立柱的應力云圖

表6 優化后立柱的應力數據 單位：Pa

由分析結果可知，優化后的立柱最大形變由3.641 2 mm減小到了1.275 6 mm，最大應力由350.16 MPa減小到了165.16 MPa。雖平均應力有所增加，但遠遠低于原材料424 MPa的最大屈服強度。對優化前后立柱耳片的厚度進行對比（見圖12，右邊為優化后的耳片），可以發現優化后的耳片在各個尺寸上趨近于最低厚度。同時實現了立柱的輕量化設計[7]，優化后的立柱質量由736.22 g減小到了601.33 g。

圖12 優化前后耳片的對比

4 結論

綜上所述根據ANSYS有限元分析得出，在立柱所受應力較小的地方進行開孔，以達到節省材料和實現輕量化的目的。在所受應力較大的地方進行計算處理得到最佳尺寸，同時增加強度的機構以實現穩定性。在設計立柱的過程中，要掌握各種試驗方法，熟練運用分析軟件，熟悉材料性質，重點考慮應力集中處并作出優化余量。設計出安全可靠且符合比賽規則的立柱，從而實現穩定行駛并且提高車輛性能，并為后續多功能綜合農用車零部件的加工制造提供了新途徑和新工藝。

[1] 吳一萌,劉心,周威豪,等.基于UG和ANSYS的Baja賽車鈑金立柱設計與加工[J].汽車工業研究,2018 (11):59-62.

[2] 程金潤,朱祎杰,秦宇暉,等.巴哈賽車的懸架優化設計及操穩性分析[J].汽車實用技術,2022,47(4):60-63.

[3] 周大軍.汽車底盤檢測與維修技術的應用研究[J].時代汽車,2019(19):103-104.

[4] 謝石璞.基于ANSYS吧臺椅強度與疲勞分析及其優化[J].現代制造技術與裝備,2019(9):65-66.

[5] 王新建,張蕊,耿杰,等.巴哈賽車轉向節結構優化設計[J].天津職業技術師范大學學報,2018,28(3):42-46.

[6] 陌木錯.基于Mesh Free對方程式賽車后立柱分析及與ANSYS分析對比[EB/OL].(2019-07-05)[2021-10- 13].https://www.jishulink.com/answer/534747.

[7] 周大翠,雷雄,高東璇,等.基于3D打印的巴哈賽車后立柱輕量化分析[J].汽車實用技術,2022,47(18):79-82.

Analysis and Optimization of Rear Column of Integrated Agricultural Vehicle Based on ANSYS

CAO Jiatan, LIU Xueyuan*, GUO Zijun, ZHAO Xuang, LIU Xiaorui

( School of Mechanical and Transportation, Southwest Forestry University, Kunming 650224, China )

Automobile column is an important supporting component of automobile, the stiffness and strength of the column determines the stability and safety of automobile driving. Therefore, in the design process of multi-functional integrated agricultural vehicles, it is necessary to carry out scientific and reasonable design analysis of the column to ensure that the car can adapt to the harsh working environment and high intensity of work. The geometric model of the column is established by UGsoftware, the suspension kinematics is simulated by automatic dynamic analysis of mechanical systems ADAMS/Car software, and the strength and stiffness of the column are analyzed by ANSYS software.Thus, the stress and deformation data of the column under the extreme working conditions are obtained, and then the analysis and optimization are carried out, and finally the safe and reliable lightweight automobile column is designed.

Integrated agricultural vehicle;Rear column;ANSYS;Finite element analysis;Column stiffness;Column strength

U463.83

A

1671-7988(2023)22-80-05

10.16638/j.cnki.1671-7988.2023.022.014

曹佳潭（2001－），男，研究方向為車輛人機工程學，E-mail:332509684@qq.com。

劉學淵（1979－），男，碩士，高級實驗師，研究方向為汽車能源與排放控制、載運工具摩擦磨損機理及控制等，E-mail:826523946@qq.com。

云南省大學生創新訓練基金（S202210677038）。