基于ANSYS的综合农用车后立柱分析与优化

曹佳潭，刘学渊，郭子骏，赵旭昂，刘晓睿

基于ANSYS的综合农用车后立柱分析与优化

曹佳潭，刘学渊*，郭子骏，赵旭昂，刘晓睿

（西南林业大学 机械与交通学院，云南 昆明 650224）

汽车立柱是汽车重要的支撑组件，立柱的刚度和强度决定着汽车行驶的稳定性与安全性。因此，在多功能综合农用车的设计过程中，要对立柱进行科学合理的设计分析，以确保汽车能适应恶劣的工作环境和高强度的工作强度。利用UG软件建立立柱的几何模型，利用机械系统动力学自动分析软件ADAMS/Car进行悬架运动学仿真，通过ANSYS软件对立柱的强度、刚度进行有限元分析。从而得出立柱的在极限工况下的应力与形变数据，进而进行分析与优化，最终设计出安全可靠的轻量化汽车立柱。

综合农用车；
后立柱；
ANSYS；
有限元分析；
立柱刚度；
立柱强度

汽车立柱的性能是决定双横臂独立悬架系统操纵轻便性、稳定性和安全性的重要特征。保证设计的立柱满足恶劣工况下强度和变形量的要求是提高系统性能的关键因素之一[1]。但是采用实物模拟的试验方法对立柱的刚度、强度进行分析不仅时间长、经济效益差，而且试验条件受到限制。本文利用ANSYS软件进行有限元分析进行优化，再将产品投入到生产实践中去，大大降低了试错成本。

根据整车性能要求和具体装配关系，利用建模软件建立小型农用车立柱模型（见图1），其中，上下摆臂吊耳厚度为9 mm，刹车吊耳和横拉杆吊耳的厚度均为6 mm。

一般合理的饲养密度是：断奶仔猪0.5～0.8 m2/头；
育肥猪1～1.2 m2/头；
繁殖母猪1.5～3.2（带仔母猪） m2/头。种公猪应依据实际情况稍大一点，以创造宽敞的活动空间。

图1 立柱模型

2.1 受力点提取

在最大制动力或最大侧向加速度下会产生对应的危险工况，对应了纵向工况和侧向工况（见图2、图3）。通过提取轮胎在纵向、侧向工况的受力，利用机械系统动力学自动分析（Automatic Dynamic Analysis of Mechanical Systems, ADAMS）软件仿真出提取点的具体受力情况。

除镉沸腾层稳定的第一要素在于控制反应器内适宜的渣量，当沸腾层较“稀薄”时，可以通过补加锌粉及调整底流加入来实现，但是锌粉的过量加入增加了生产成本，并导致产出镉渣品位不高，使下一步镉渣处理流程加长。按初始设计理念，单槽锌粉加入量按收镉量的1.0～1.25倍进行调整，可保障沸腾层形成所需的渣量。

图2 纵向工况载荷转移

图3 侧向工况载荷转移

2.2 ADAMS悬架模型建立和仿真

在生父认领是否需要存在血缘关系的证据之问题上，立法可以分为以下两类:(1)需要血缘关系的证据的立法。在芬兰和葡萄牙，需要此类证据。㉖(2)无需血缘关系的证据的立法。“世界上绝大多数国家”无此要求。㉗

表1 悬架各个点位XYZ方向的受力 单位：N

图4 悬架装配体

3.1 网格划分

在网格划分的过程中，网格的质量决定了分析结果的精度与可靠性。ANSYS自动划分的网格质量较差，故在网格划分时将立柱的吊耳与本体进行拆分，采用四面体的方法对立柱进行网格划分。使得截面变化或其他易产生应力集中的部位网格划分得较密，而其他不重要的部分划分较为稀疏一些，最后获取网格划分模型[4]。经过查看网格横纵比（其值为0.96），得知网格质量较好，网格划分如图5所示。

图5 网格划分

3.2 纵向载荷及边界条件下应力形变分析

将ADAMS中的受力数据导入到ANSYS软件中作为对应工况下的载荷对立柱进行有限元分析。在静态结构中选取7075-T6铝合金为材料，输入参数为密度：2.81 g/cm3；
泊松比：0.33，弹性模量：71 GPa；
屈服强度：424 MPa。之后对立柱进行载荷和边界条件的施加（见图6）。在进行受力分析时，将中心孔处固定约束，根据不同工况，对转向立柱轴承安装孔处施加不同载荷[5]。考虑到工作环境比较复杂，同时汽车采用中央制动方式，本文只对汽车经过乱石阵凸起或炮弹坑洼坑路况进行仿真分析，后立柱各受力点都以最大施加载荷来分析[6]。其中点为下摇臂外点；
点为制动卡钳施加力；
点为横拉杆外点；
点为上摇臂外点。由表1数据可知，施加的力分别为2 102.4 N、6 000 N、3 502.9 N、730.15 N，进行运算后得出立柱的形变情况（见图7和表2）和应力情况（见图8和表3）。

图6 载荷和边界条件的施加

图7 立柱的变形云图

表2 立柱的形变数据 单位：mm

图8 立柱的应力云图

表3 立柱的应力数据 单位：Pa

记录患者开始部分负重时间。术后每个月门诊复查，以同时满足体检局部无疼痛、无叩痛、无负重活动疼痛，胫骨正侧位X线片有连续骨痂通过骨折端，骨折线模糊为标准判断骨折愈合，并记录骨折愈合时间［2］。骨折愈合取外固定时，记录患肢膝、踝关节活动范围；
骨折愈合后进行3个月功能锻炼，作为末次随访并再次记录患肢膝、踝关节活动范围。

3.3 设计优化方案

3.儿童初治失败的处理：（1）初治NNRTI方案失败，换用多替拉韦（DTG）或含激动剂的PI+2 NRTIs（含激动剂的PI首选LPV/r）；
（2）初治 LPV/r方案失败，换用 DTG+2 NRTIs，DTG不可及时，则换成拉替拉韦（RAL）+2 NRTIs；
如果DTG和RAL均不可及，3岁以下儿童则维持原方案并进行依从性指导，3岁以上儿童可改为NNTRI+2 NRTIs，NNTRI首选依非韦伦 （EFV）；
（3）治疗失败后NRTIs的替换，阿巴卡韦（ABC）或替诺福韦（TDF ）更换为齐多夫定（AZT），AZT 更换为 TDF或 ABC。

对立柱各个尺寸进行参数化的定义，以便进行参数优化。对卡钳耳片厚度预设为9 mm，上耳片厚度预设为5 mm。之后进行优化设计设置，对卡钳耳片四个方向上的厚度进行了参数定义，将设计空间由最低的6 mm设置到最高的9 mm，需要计算出精准的结果。选用多目标遗传算法（Multi-Objective Genetic Algorithm, MOGA），以神经网络遗传算法对各个点位进行分析，从而找出全局最优解。最后对算法进行约束，通过运算可知，卡钳耳片的优化厚度约为6.3 mm，如表4所示。

3.3.1应力危险点的局部网格细化

3.3.3建模优化

为了验证网格无关性，通过对该应力值插入ANSYS后处理模块中的收敛性工具，对应力处的网格进行自动加密，由得到结果可知，最大应力覆盖了4～5层的网格单元，因此，该结果为收敛值。故350.16 MPa是一个可信的分析结果。

分析计算结果可知，最大形变处和最大应力点均出现在卡钳耳片上，其中最大形变处在卡钳耳片的打孔处，形变量为3.641 2 mm，最大应力处出现在卡钳耳片的底部连接处。最大应力处的受力为350.16 MPa，7075-T6铝合金的屈服强度为424 MPa，说明应力还有较大的优化空间，且平均应力只有80.081 MPa，远远低于材料的最大屈服强度，应在安全范围内适当减小低应力点处的强度以实现轻量化。

首先在ADAMS软件中生成柔性防倾杆模板，需要确定各项连接点上的硬点坐标，然后再对各个坐标进行连接建立模型[2]。随后与悬架模板进行参数调整和模型装配，分析过程需注重记录以防连接错误导致仿真失败[3]（见图4），从而进行对应的悬架运动学仿真。通过ADAMS/Car软件建立调取各点受力的数据（最大制动力为989 N，最大侧向力为1 249 N），然后分别在两种工况下利用后处理模块调出对应点的受力数据，从而用于零件的受力分析以及计算。表1为悬架各个点位方向的受力数据。

表4 卡钳耳片优化结果 单位：mm

3.3.2设置立柱的尺寸优化点位

回到UG建模环境中，对上摇臂耳片、下摇臂耳片、横拉杆耳片等进行镂空处理，在立柱主体上增加减重孔，将制动卡钳耳片增加到6.3 mm，同时在耳片两侧增加筋板以增加强度。优化后的立柱模型如图9所示。

3.3.4优化后的立柱应力分析

在与3.2小节纵向载荷及边界条件下应力形变分析一样的条件下对立柱进行有限元分析得到优化后立柱的形变情况（见图10和表5）和应力情况（见图11和表6）。

图9 优化后的立柱模型

图10 优化后立柱的变形云图

表5 优化后立柱形变结果 单位：mm

图11 优化后立柱的应力云图

表6 优化后立柱的应力数据 单位：Pa

由分析结果可知，优化后的立柱最大形变由3.641 2 mm减小到了1.275 6 mm，最大应力由350.16 MPa减小到了165.16 MPa。虽平均应力有所增加，但远远低于原材料424 MPa的最大屈服强度。对优化前后立柱耳片的厚度进行对比（见图12，右边为优化后的耳片），可以发现优化后的耳片在各个尺寸上趋近于最低厚度。同时实现了立柱的轻量化设计[7]，优化后的立柱质量由736.22 g减小到了601.33 g。

图12 优化前后耳片的对比

综上所述根据ANSYS有限元分析得出，在立柱所受应力较小的地方进行开孔，以达到节省材料和实现轻量化的目的。在所受应力较大的地方进行计算处理得到最佳尺寸，同时增加强度的机构以实现稳定性。在设计立柱的过程中，要掌握各种试验方法，熟练运用分析软件，熟悉材料性质，重点考虑应力集中处并作出优化余量。设计出安全可靠且符合比赛规则的立柱，从而实现稳定行驶并且提高车辆性能，并为后续多功能综合农用车零部件的加工制造提供了新途径和新工艺。

[1] 吴一萌,刘心,周威豪,等.基于UG和ANSYS的Baja赛车钣金立柱设计与加工[J].汽车工业研究,2018 (11):59-62.

[2] 程金润,朱祎杰,秦宇晖,等.巴哈赛车的悬架优化设计及操稳性分析[J].汽车实用技术,2022,47(4):60-63.

[3] 周大军.汽车底盘检测与维修技术的应用研究[J].时代汽车,2019(19):103-104.

[4] 谢石璞.基于ANSYS吧台椅强度与疲劳分析及其优化[J].现代制造技术与装备,2019(9):65-66.

[5] 王新建,张蕊,耿杰,等.巴哈赛车转向节结构优化设计[J].天津职业技术师范大学学报,2018,28(3):42-46.

[6] 陌木错.基于Mesh Free对方程式赛车后立柱分析及与ANSYS分析对比[EB/OL].(2019-07-05)[2021-10- 13].https://www.jishulink.com/answer/534747.

[7] 周大翠,雷雄,高东璇,等.基于3D打印的巴哈赛车后立柱轻量化分析[J].汽车实用技术,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，研究方向为车辆人机工程学，E-mail:332509684@qq.com。

刘学渊（1979－），男，硕士，高级实验师，研究方向为汽车能源与排放控制、载运工具摩擦磨损机理及控制等，E-mail:826523946@qq.com。

云南省大学生创新训练基金（S202210677038）。

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