割草机车架结构优化设计研究

章杨彬，杨 为，康 洪，张云鹤

(1.重庆大学 机械工程学院，重庆 400044； 2.重庆大学 汽车工程学院，重庆 400044； 3.重庆大学 机械传动国家重点实验室，重庆 400044)

0 引言

目前对全地域车的研究国外主要集中在驾驶安全、控制等方面，对整车性能研究的很少，国内则主要集中在车架结构分析与优化、行驶动力学性能等方面，但许多问题如车架结构正确简化、多目标优化建模、车辆动力学评价等仍有待于进一步的研究[1-2]。本文针对某割草机车架存在着结构应力不能同时满足水平弯曲、左前轮悬空、左后轮悬空、紧急制动四种工况下的强度需求问题，通过寻求车架截面尺寸的最优值，保证了车身的强度要求，实现了车身的重量最轻，提高了整车的结构安全性、经济性。

1 割草机车架结构的优化模型

1.1 目标函数

原车身结构不能满足所有的工况，通过增加车架各零部件的厚度，可使割草机车架满足所有工况的强度要求，但会大幅度提高车架重量，增加生产成本。结合生产实际，同时满足轻量化设计的需要，在优化设计中以割草机车架的重量最小作为目标函数，即：

(1)

其中：Mg为割草机车架的总质量；m(xi)为割草机车架第i个零部件的质量；k为割草机车架零部件的个数。

1.2 约束条件

在优化设计过程中，为了加快优化进程，必须消除不必要或冗余的约束条件，选择的约束条件应尽可能符合优化目标的需求。本割草机车架材料为Q235，其屈服极限为235 MPa，优化后车架的屈服强度σ应满足如下条件：

σ≤[σ]=235 MPa.

(2)

其中：[σ]为许用应力。

1.3 设计变量

割草机的车架主要由薄壁的方钢和圆形钢管构成，以管厚为优化问题的设计变量共有7个，其定义遵循以下准则[3-5]：

(1) 由于车架结构的对称性，将处于对称位置且界面尺寸相同的管厚定义为同一个设计变量，其他不同的管厚定义为不同的设计变量。

(2) 由于一些功能构件如车座、壳体、车身装饰物、车灯等对车架强度影响非常小，故不作为优化设计变量。

(3) 在优化设计中，割草机车架由于组成构件较多而尺寸变量较多，太多的设计变量增大了收敛到局部最小而非全局最小的概率，必须尽量减少设计变量。采用变量关联的方法，将车架结构上互相有联系的非独立尺寸按照比例关系确定。

综上确定的优化设计数学模型为：

(3)

其中：xi为车架第i个部件的管厚。

1.4 寻优策略

为了高效处理约束问题，并利于程序实现， Nastran采用可行方向法作为寻优策略，该方法的基本思想是：在可行域中选择一个可行点作为出发点，并选择最优方向前进；在前进中，如果该方向上的极值仍在可行域内，则将此点作为新起点，若极值点超越了约束边界，则选择边界上的点作为新起点；新起点继续搜寻最优方向，以此往复，直到搜寻到最优点为止[6-7]。

2 割草机车架结构的静强度分析

2.1 割草机车架结构的有限元分析模型

实际车身往往比较复杂，而且许多结构对仿真影响可以忽略不计，故为了提高工作效率，提高仿真速度和准确性，对结构进行以下简化[8-11]：

(1) 去除非承重部件。去除车架上的座椅、方向盘等不影响车架强度的部件。

(2) 主、从节点处理。将位置距离较近的节点采用“主从节点”的方式处理，避免仿真过程中出现病态方程。

(3) 蒙皮处理。忽略蒙皮预应力的强化作用。

(4) 人体的重量以平均在座位上的力代替，油箱、发动机、电瓶、后桥、电机用大致几何模型代替。

(5) 单元选择。由于车架是薄壁件焊接而成的，利用四节点的壳单元来模拟可以得到比梁单元更高的精度，连接部位的焊接一部分用共节点的形式模拟，一部分利用rigid单元进行模拟。

2.2 载荷和边界条件

根据不同工况对车架有限元模型添加不同的边界条件，具本如表1所示。

表1 车架4种工况下的边界条件

在CATIA中建立车架三维模型，并导入Nastran中，最终得到的割草机车架优化模型如图1所示。该模型是以静强度有限元模型为基础，同时包含目标函数、设计变量及约束等众多优化信息在内的有限元模型。

1-轮胎联接板；2-主架车体；3-主体底盘；4-联接件1；5-紧固件；6-联接件2；7-后体支架

2.3 静强度分析

在Nastran中计算4种工况下割草机车架的静态应力分布，得到了4种工况下的最大应力，如图2所示。

图2 割草机车架最大静态应力

3 结构优化分析

根据图2可知，在4种工况中左后轮悬空工况下割草机车架受载恶劣，不满足强度要求，而其他3种工况下车架强度均满足要求，故以左后轮悬空工况为边界条件进行优化分析。

图3为割草机车架厚度收敛曲线，迭代终止于第19次。由图3可看出：轮胎联接板厚度前17次迭代结果与优化结果相差较大，第18次迭代后曲线接近平稳，逐渐与优化目标值相接近；主体底盘厚度、紧固件厚度、联接件1厚度、轮胎联接板厚度等设计变量对割草机车架结构强度的影响较为明显；轮胎联接板厚度、车体主架厚度、联接件2厚度、紧固件厚度和后支架厚度的设计存在着一定的富裕；主体底盘厚度值偏小，是导致割草机车架静强度不能满足所有工况的主要原因。

1-轮胎联接板厚度；2-车体主架厚度；3-主体底盘厚度；4-联接件1厚度；5-紧固件厚度；6-联接件2厚度；7-后支架厚度

优化过程中不断地改变割草机车架管厚度，得到了车架质量迭代曲线，如图4所示。由图4可以看出：前11次迭代结果与优化结果相差较大，第15次迭代后曲线接近平稳，逐渐与优化目标值相接近，但随着迭代的不断进行，割草机车架质量变化的范围越来越小，而最终趋近一个定值360.25 kg，此时，在左后轮悬空工况下车架结构最大Von Mises为231 MPa，小于材料的屈服极限。割草机车架的总质量由初始的349.62 kg增加到360.25 kg，增加了3%，优化效果比较明显。优化前、后各设计变量值如表2所示。

图4 割草机车架质量迭代曲线

序号优化设计变量原始值(mm)优化值(mm)1轮胎联接板厚度8.07.22车体主架厚度2.01.83主体底盘厚度2.54.24联接件1厚度3.02.75紧固件厚度4.03.66联接件2厚度5.04.57后支架厚度1.51.6

4 车架结构改进后静动态性能校核

为了检验经优化改进后的车架性能是否提高，对改进后的车架进行静态应力、刚度分析。图5为各工况下割草机车架的最大Von Mises应力值。由图5可知：优化后各工况下割草机车架的应力值均小于材料的屈服极限，满足各极限工况的使用要求，弯曲工况的应力较优化前稍微增大21 MPa，但仍远低于Q235的屈服应力245 MPa；左后轮悬空工况下的最大Von Mises应力值从412 MPa降低为231 MPa，其值降低了43.9%；制动、左前轮悬空工况的最大Von Mises应力值分别比优化前降低了6.5%和53.02%。

图5 各工况下割草机车架最大Von Mises应力值

图6为各工况下割草机车架的最大位移值。优化结果表明：在弯曲、左前轮悬空和左后轮悬空工况下割草机车架刚度均有很大提高，位移减小，分别降低了3.7%、42.3%和35.8%；在制动工况下位移接近，略微升高了0.062 mm。

图6 各工况下割草机车架的最大位移值

5 结论

通过对某型割草机车架结构进行优化设计，采用优化后的结构参数对4种工况下静强度进行重新分析，得到以下结论：

优化后割草机车架结构满足强度要求，车架结构最大Von Mises应力小于材料(Q235)的屈服极限。经优化设计后，左前轮悬空、左后轮悬空两种工况下应力大幅降低，而弯曲、制动工况下应力水平变动不大，使得割草机在不同工况下的应力水平分布更加均匀，车架材料得到了合理分配。在保证强度前提下，实现了车身车架重量最小化。