基于ANSYS Workbench对某车门夹具支架的优化设计

陈国娟 赵 云 张新闻 杨 挺 滕 磊

(1.浙江新吉奥汽车有限公司，桐乡， 314500；2.浙江科技学院, 浙江， 310018）

0 引言

汽车车门由若干形状复杂的薄板件在装配线上经过焊接、涂胶、包边等工艺焊接而成，结构复杂，因此在加工制造过程中，需要较多的夹具进行定位和固定，进而也需要相应数量的夹具支架进行支撑。为满足夹具支架在车门装焊时有足够的刚度和强度来实现准确牢固的装夹，夹具固定支架的优化设计显得尤为重要。

随着产品结构向轻量化方向发展，运用结构优化技术来提升产品性能和降低生产成本的方式的优点越发突出。拓扑优化技术可以利用最少的材料、最简单的工艺来达成产品结构的最佳性能，广泛应用于机械制造、航空航天、材料成型设计等领域，是一种根据给定负载、约束条件，在满足性能指标的条件下，在给定区域内对材料分布进行数学优化的方式。

本文使用CATIA软件建立夹具支架三维模型，并使用ANSYS中的Workbench模块对夹具支架结构进行静力分析的研究以及对支架进行拓扑优化和尺寸优化设计的研究，最终在满足设计要求的同时，实现了夹具支架轻量化的优化目标。

1 车门夹具支架的三维模型建立

1.1 车门支架设计要求

车门是整个车身结构中相对独立的部分，也是车身工艺中最复杂的部件。车门生产涉及零件冲压、零件焊接、零部件装配、总成组装等工序，各个工序中的尺寸配合精度和工艺技术要求都非常严格。车门系统一般由两大部分组成:车门总成和车门附件，表1为车门总成零件的信息。

如表1所示，车门由许多表面为曲面、厚度小、表面积大的薄板类零件组成，这些形状结构复杂的车门零件不同于一般机加工零件，其定位装夹方法也是不同的。这需要在设计车门夹具和夹具支架满足三个要求：第一，保证有足够的装焊空间，使操作人员有良好的视野和操作环境，焊接生产的全过程处于稳定的工作状态 ；第二，出于成本和工艺的考虑，支架结构应便于制造，安装和操作，避免复杂结构的出现，便于检验、维修和更换易损零件。设计时还要考虑制品在装配定位焊接后能顺利的从夹具中取出来，还要保证产品在翻转或吊运时不受伤害；第三，夹具支架应具备足够的强度和刚度,在装焊时满足总变形量小于0.5 mm,使夹具支架在装焊时定位和装夹准确并不发生位移。

表1 车门总成零件信息

1.2车门支架参数设置

如图1所示，在Catia中建立夹具支架的三维模型，夹具支架为对称结构，支架的底座形状为一正方形，边长为140 mm。支架总高为360 mm(包括底板厚度20 mm)，存在一个加强肋，连贯底板和后板。加强肋的宽为20 mm，高为340 mm，长度为360 mm，底板和后板上还有4个直径为20 mm的销孔，分布在加强肋两边。

图1 夹具支架的三维模型

2 车门夹具支架的有限元静力学分析

为了得到夹具支架在正常工况下的变形情况和应力分布情况，同时也为拓扑优化提供依据，首先需要对夹具支架进行有限元静力学分析。

2.1 材料选择和网格划分设置

将夹具支架的三维模型导入到ANSYS中的静力分析模块。为了减少车门夹具支架成本和保证其强度，定义支架材料为结构钢，其弹性模量(杨氏模量)为2×105 MPa，泊松比0.3，屈服强度345 MPa。

设置完夹具支架材料后，对夹具支架进行网格划分。选择用六面体网格划分来减少甚至避免出现沙漏现象。为了得到细致的优化效果，夹具支架的整体网格大小设置为5 mm的粗略划分，但在可能出现应力集中的位置或工作过程中损坏率高的部分进行网格加密划分，采用3 mm的网格划分。如图2所示，最终显示支架有限元模型有63万0 419个单元，16万7 920个节点。

图2 划分网格效果图

2.2 静态应力分析

在对夹具支架进行静力分析前，需要依据其工作特性添加载荷和约束。夹具在工作时，支架底面通过分装在两边的销孔固定在夹具地板上，所以在ANSYS中设置底面和销孔为固定约束；车门夹具由四个销孔固定在支架上，所以在支架后板四个销孔添加一个与加强肋平行的力，大小约为47 434 N。载荷施加效果如下图3所示。

图3 载荷和约束效果图

载荷和约束添加后，对支架进行应力和总变形进行求解，得出应力最大处为底板、后板和加强肋交界处，最大应力大小为159 Mpa，最大变形的求解结果为0.45 mm，应力效果和变形效果分别见图4和图5。

图4 优化前支架应力效果图

图5 优化前支架变形效果图

3 拓扑优化设计和优化结果验证

3.1 拓扑优化的设置参数与结果

在设置车门夹具支架拓扑优化的参数和设置时，为了保证其符合最大变形量小于5 mm的设计要求，并尽可能的使其轻量化，需要通过设置递增的材料去除率(Minimize(保留最大质量)，60%，65%，70%，75%)来保证设计要求和轻量化同时实现，不同保留质量下所对应的应力值和最大变形量如表二所示。最终在保留70%质量为目标时，能同时满足车门夹具支架的设计要求和轻量化。

3.2 搭建优化后三维模型

按照图6所示，优化前框架和优化后框架进行对比，可以看到除了优化加强肋下侧外，最主要优化部分的是后板和底板靠近加强肋的面，但由于工艺和成本的约束，完全按照拓扑优化结果来切割夹具支架是不符合实际工艺要求的，所以要结合实际工艺要求对支架进行如图7所示进行切除或保留，不一定需要与拓扑优化结果完全一致。

图6 拓扑优化效果图

图7 最终效果图

表2 夹具支架不同材料去除率下的最大应力和最大变形量

3.3 验证新结构的强度和刚度

为了验证结果，对优化模型施加相同的约束和载荷条件，如图8和图9所示，静力学分析得到最大变形为0.3 184 mm，最大应力为252.36 MPa。总变形量小于设计要求的0.5 mm，最大应力小于材料的屈服强度，满足了夹具支架的设计要求。

图8 优化后支架总变形图

图9 优化后支架应力图

4结论

车门夹具支架在装焊车门时需要保持定位和装夹的准确，这对其结构的可靠性和稳定性提出了较高的要求。本文利用ANSYS Workbench平台开展结构优化设计工作，具体对车门夹具支架进行优化设计。

综上所述，车门夹具的支架结构通过拓扑结构的优化，支架结构的整体质量从12.733 kg减少到10.044 kg，质量减少21.2%。对支架结构优化前后的静态分析进行对比，新的支架模型的最大变形值为3.18 mm，相较之前模型的4.52 mm变形量缩小了29.5%，变形分布也更加均匀。验证结果表明在减少支架的质量的同时，改善了支架的力学性能，同时对车门夹具支架的优化包括改进结构、减轻重量、降低成本，具有一定现实意义，并且采用拓扑优化的方法对于同类结构的优化设计具有一定的参考与借鉴意义。