基于ANSYS的氣瓶運輸車車架輕量化設計研究

□ 張俊杰 □ 戰 凱 □ 張文明 □ 姜 勇

1.北京科技大學 機械工程學院 北京 100083

2.北京礦冶研究總院 北京 100160

3.山東黃金集團有限公司 濟南 250100

車架是整車的基體，承受著來自路面及裝載的各種載荷作用，成為一個承受著復雜空間力系的框架結構，車架變形主要表現為彎曲和扭轉兩種狀態［1-4］。由于氣瓶運輸車車架是在現有集裝箱車架中選型，沒有進行針對性的結構優化和輕量化設計，車架自重占氣瓶運輸車質量比例比較大，因此減輕車架自重對氣瓶運輸車的輕量化具有重要意義。筆者以氣瓶運輸車車架為研究對象，運用ANSYS軟件對其進行靜力學分析。根據分析結果，以縱梁輕量化為優化目標進行結構優化設計，獲取了車架最優尺寸參數，實現了該車架的輕量化設計。

1 氣瓶運輸車基本結構

氣瓶運輸車的主要結構如圖1所示，整車尺寸為12 200 mm×2 500 mm×1 780 mm，車架采用骨架式結構，由主縱梁和若干橫梁組成，質量為3 368 kg。

▲圖1 氣瓶運輸車結構圖

▲圖2 車架三維模型

2 車架的靜力學計算分析

靜力學分析主要是分析車架在靜載條件下的應力和變形，一方面使車架在所承受的載荷作用下，各部分的應力和變形不超過允許的范圍，另一方面通過靜力分析，調整各部分的應力分布，使應力達到均衡，最大限度地利用材料，降低制造成本［5］。

2.1 有限元模型的建立

有限元模型是進行輕量化設計的基礎，它既要如實反映車架的重要力學特性，又要盡可能采用少的單元和簡單的單元形態，以保證較高的計算精度和運算速度［6～7］。 本文采用SolidEdge軟件建立車架的幾何模型，通過SolidEdge與ANSYS的接口程序將實體模型導入到ANSYS中，對模型調整修復，得到車架的有限元模型，如圖2所示。

網格劃分是建立有限元模型的重要環節，網格的大小及疏密程度應根據求解問題的類型及目的、計算精度和計算機的運行速度等綜合考慮。如果網格過于粗糙，則可能包含嚴重錯誤；如果網格過于細密，則浪費資源，花費過多的計算時間。本文設定單元的控制尺寸為50 mm，共有246 848個單元，車架的整體有限元模型如圖3所示，局部網格放大圖如圖4所示。

2.2 典型工況的計算分析

根據氣瓶運輸車的實際運行情況，本文主要選擇兩種典型工況進行計算。一是彎曲工況，模擬氣瓶運輸車滿載時在水平路面上的行駛情況，此時所有車輪處于同一平面內，車架主要承受彎曲載荷。二是扭轉工況，模擬氣瓶運輸車滿載時在不平路面上行駛的情況，左前輪懸空，其它各輪保持水平狀態不變。

2.2.1 彎曲工況計算

車架結構在靜載條件下的載荷主要包括結構自重、瓶組和連接裝置質量、充裝氣體質量三部分。結構自重通過鋼的密度以慣性力的方式加載，瓶組和充裝氣體的質量通過前端立板和后端操作艙加載到車架上，車架中間與瓶組不接觸。前端支撐板和后端操作艙質量不相等，計算時前端橫梁加載0.72 MPa，后端兩橫梁加載0.38 MPa。

彎曲工況的約束處理為：約束牽引座 X、Z方向平移自由度（X為車輛行駛方向，Z為垂直車架方向），同時在車架縱梁與懸架接觸部位實施Z方向的位移約束，車架的約束和加載如圖5所示。

經計算得到彎曲工況的von mises應力云圖如圖6所示，應力較大區域主要集中在前后端加載處，中間段縱梁和橫梁應力很小。牽引座安裝板處的應力最大為 316.599 MPa（圖7所示）,變形主要出現在前橫梁端部，最大變形為14.1 mm，應變云圖如圖8所示。

2.2.2 扭轉工況計算

扭轉工況時左前輪懸空，其它約束和載荷處理同彎曲工況。經計算得到扭轉工況下車架的應力和應變云圖如圖9和圖10所示，與彎曲工況類似，較大應力也出現在車架前后加載處，最大應力值為 320.642 MPa，最大變形出現在前橫梁加載兩端為30.244 mm。

2.3 結果分析

▲圖5 車架的加載和約束示意圖

▲圖3 車架有限元模型

▲圖4 車架局部網格放大圖

▲圖6 彎曲工況車架應力云圖

▲圖7 彎曲工況牽引座處應力云圖

▲圖8 彎曲工況車架應變云圖

▲圖9 扭轉工況車架應力云圖

通過靜態分析發現，車架在彎曲和扭轉兩種工況下的應力值和應變主要發生在前后端加載處。兩種工況下的最大應力為 320.642 MPa，小于材料的許用應力，滿足強度要求；扭轉工況下車架前橫梁的變形較大為30.244 mm，滿足剛度要求。從整體來看，車架中間縱梁和橫梁存在很大的強度裕量，給車架的輕量化設計提供了很大的空間。

▲圖1 0 扭轉工況車架應變云圖

3 車架結構的優化設計

根據靜力分析結果，車架中間縱梁存在很大的強度和剛度裕量，材料的承載能力沒有得到充分的利用。因此，根據ANSYS所提供的優化方法及APDL語言所具有的較強參數化分析功能，對車架縱梁重新建模，以縱梁為優化設計對象，選取滿足彎曲工況進行結構優化，以尋求更為合理的縱梁結構參數。

3.1 優化設計模型的建立

車架整體材料一致，要求質量最輕即體積最小，所以優化的目標為縱梁的體積。通過優化結構體積達到優化結構自重的目的，當完成結構分析后，結構體積可在后處理中通過建立單元體積表，然后通過單元總體積算出結構的總體積［8-10］。以體積最小為目標函數的結構優化問題用數學模型描述：

式中：X=［x1，x2，...，xn］T為影響體積的設計變量； 體積函數 f（x）為目標函數；hv（x）為等式約束函數；gv（x）為不等式約束函數，約束條件為應力約束、位移約束、局部穩定、頻率約束和動響應約束等。

根據設計要求，選擇各構件的截面尺寸和局部的布置尺寸作為設計的對象。通過前面的分析得知，車架設計時已經充分考慮車架前端牽引部分的結構和強度，而車架縱梁具有很大的優化空間，因此選取縱梁進行優化。車架縱梁為工字型梁，前端和后端高度不同，選取后端縱梁高度、前端縱梁高度、縱梁腹板厚度和上下翼板厚度為設計變量，取值見表1。通過改變這些尺寸來改變車架剛度的變化，使應力更加均勻，達到減重的目的。

表1 設計變量參數表

3.2 優化設計結果分析

根據設計要求，約束函數可以是結構的應力或位移，也可以是結構的固有頻率。為了得到盡可能符合實際需要，設計時必須選擇合適的狀態變量。本文在優化設計中，狀態變量取材料的最大許用應力作為限制，構成優化設計中的約束，即性能約束。循環在第27次迭代達到最優解，優化前后縱梁各尺寸、最大應力和體積的變化見表2。

經計算校核，優化后的車架強度滿足設計要求。經過優化設計后，體積由1.04×108mm3下降到0.82×108mm3，減小21.3%，車架質量約減小349 kg，優化后車架質量為3 019 kg。從表2可以看出，減小縱梁后端高度是車架減重的主要途徑。

表2 優化前后車架總質量及變化率

4 結論

筆者運用有限元分析軟件 ANSYS對車架進行了靜力分析，車架應力較大部位發生在前后加載處，中間部位有很大的性能余量。為實現車架的輕量化，以縱梁為優化目標進行了結構優化設計,通過對縱梁高度和板厚進行尺寸優化，車架質量減輕了349 kg，大幅提高了氣瓶運輸車天然氣的容積率，降低了氣體運輸成本，取得了良好的經濟效益和社會效益,同時，也為其它車架的設計與改進提供理論參考和技術支持，具有重要的現實意義。

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