高朋，李昊，陈文刚，徐国栋，李加强，田绍兵，李娟

（西南林业大学 机械与交通学院，昆明 650224）

0 引言

现阶段，石油资源相对紧缺，同时对低碳环保的要求日益提高，车辆轻量化已成为车企发展的必然趋势[1]。目前，车辆轻量化已在质量相对较大的部件上有所应用，但针对质量相对较小、受力又比较集中的部件应用尚不成熟[2]。既保证摩托车结构部件强度和刚度不变或变化很小，又能减轻质量成为轻量化设计的难点[3]。减轻车架质量有3种方法：1）采用高强度的轻质材料；2）对汽车零部件进行优化；3）采用新型制造技术[4]。由于结构部件为主要承载部件，使用传统的方法去分析和优化难度较大且效果较差[5]，所以用有限元方法与拓扑优化和3D打印相结合的方法，既达到了轻量化的目的，同时也缩短了设计周期。因此，本研究基于UG建立了摩托车减震器端与车架连接端的结构部件模型，利用有限元分析和拓扑优化相结合的方法对其进行轻量化设计，并对优化后的部件进行强度校核，通过与优化前的部件进行对比，分析验证轻量化的可行性。通过此次研究，既可以实现摩托车减震器端与车架连接端结构部件轻量化设计的目的，同时为轻量化设计提供新的研究方案，并在与3D打印的结合中，提高生产效率和生产规模，为摩托车行业的发展提供一定的借鉴作用。

1 结构部件参数化建模

以某摩托车为研究对象，采用UG建立了其减震器端和车架连接端的结构部件CAD模型，如图1（a）所示。该部件是由3组枢轴凸台体和部件主体构成，枢轴凸台体内孔的直径大小分别为10、11、10 mm，外孔的直径大小分别为17、17、25 mm。3组枢轴凸台体的距离分别为23.0、23.0、51.8 mm[6]。将3组枢轴凸台体载荷来表征安装孔的固定情况。为防止工艺圆孔及工艺设计对有限元分析的影响，根据实际的受载情况对连接件进行适当的简化处理。将模型导入Altair Inspire中，如图1（b）所示。设定模型分析材料为ABS，总质量为258.47 g，材料参数如表1所示。

图1 摩托车减震器端和车架连接端结构部件模型

表1 结构部件材料属性

2 结构部件初始强度分析

由于本次研究的是摩托车减震器端与车架连接端的结构部件，因此在连接位置添加载荷，设置为惯性释放，合理安排分析参数，保障初始分析结果的准确性。

2.1 结构部件分析参数设置

对摩托车减震器端与车架连接端结构部件模型进行初始强度分析，无约束，使用惯性释放。载荷位置分别为：1）350 N，平行于XZ平面，与Z负方向夹角45°方向向量为（-0.70711，0，-0.70711）；2）350 N，平行于XZ平面，与Z负方向夹角45° 方向向量为（-0.70711，0，-0.70711）；3）1350 N，平行于XZ平面，与Z正方向夹角45° 方向向量为（0.70711，0，0.70711），作用点两孔连接中心位置；4）X负方向900 N 作用点两孔连接中心位置，如图2所示。设置分析单元尺寸为2 mm，计算速度/精度选择更准确，对全部载荷工况进行分析[6]。

图2 结构部件有限元分析参数设置

2.2 结构部件初始分析结果

根据载荷条件，使用Alter Inspire对结构部件模型进行刚强度分析评估，其中得出最大米塞斯等效应力为14.61 MPa，最大位移为0.2473 mm，最小安全系数为3.1，最大屈服百分比为28.61%。米塞斯等效应力、位移、屈服百分比和安全系数的云图如图3所示。分析结果表明，最大米塞斯等效应力小于ABS材料屈服应力、最大位移小于1.2 mm、安全系数大于1.2，符合总体设计要求[6]。由此看来，采用ABS材料的摩托车减震器端与车架连接端结构部件符合实际需求。

图3 初始强度分析结果

3 结构部件轻量化

运用Altair Inspire进行轻量化设计，可以通过Altair inspire拓扑优化算法，通过形状控制找到最合适的质量分布，然后运用Fit PolyNURBS工具几何重构最优的三维模型，以达到轻量化设计的要求，设计流程如图4所示。将UG建立的摩托车连接器端与车架连接端结构部件模型，在Altair Inspire结构仿真模块进行拓扑优化设计，指定部件主体为设计空间，对设计空间设定关于XZ平面对称和双向拔模的形状控制，如图5（a）所示。设置优化目标质量为25%，厚度约束为7.75 mm。优化结束后拖动滑条，使优化结果连续，如图5（b）所示。使用Fit PolyNURBS 工具对优化结果进行几何重构，使优化结果完整、平滑和连续。通过拖拽控制点、运用布尔运算和倒角工具，使重构后的模型与非设计空间相交来保证部件的完整性，并使设计空间与非设计空间衔接紧密，从而得到轻量化设计结果[7]，如图5（c）所示。优化前后模型主体参数对比如表2所示。

图4 轻量化设计流程

从 图 5（b）、图5（c）可以看出，Altair Inspire结构仿真模块对结构部件的拓扑优化是将实体部分改为由梁结构、杆状结构和板状结构组合连接构成。而通过表2可以看出，摩托车减震器端与车架连接端结构部件主体的质量、体积、最小厚度、最大厚度和最大间距都相应地发生了变化，且都不同程度地进行了缩减。其中，主体模型质量由优化前的248.19 g降低到91.53 g，减少了73.12%的质量，满足了摩托车减震器端与车架连接端结构部件轻量化的目的。

表2 结构部件主体优化前后模型参数变化

图5 结构部件轻量化设计

4 结构部件强度校核

优化完成后需对优化后的摩托车减震器端与车架连接端结构部件进行强度校核，保证其满足正常实际使用。将静力学分析和安全评估的结果与初始强度分析数据进行对比，验证轻量化设计的合理性与可行性。

4.1 结构部件优化后的静力学分析

对结构部件轻量化设计结果进行静力学分析，设置分析单元尺寸为2 mm，计算速度/精度选择更精准，使用惯性释放，对全部载荷工况进行分析，载荷工况参考3.1中参数进行设置。米塞斯应力、位移、屈服百分比等的云图如图6所示。优化前后的结果对比如表3所示。

图6 结构部件优化后静力学分析结果

从图6和表3中可以看出：1）摩托车减震器端与车架连接端结构部件优化后，最大米塞斯等效应力、最大位移和最大屈服百分比均增加。其中，最大米塞斯等效应力由优化前的14.61 MPa增加到26.12 MPa，增加幅度为78%。2）在全部载荷工况下，优化前与优化后的最大米塞斯等效应力均位于第二组枢轴凸台体及位置（3）处，这是由于其连接后摇架焊接组合，固定上下链壳，使后轮与悬架一起运动，吸收并缓和了由于路面不平引起的冲击和振动，因此在其边缘产生了应力集中，使之受到的等效应力最大。3）在全部载荷工况下，结构部件的最大位移变形从优化前的第三组枢轴凸台体及位置（4）处，转换到第一组枢轴凸台体及位置（1）、（2）处，这是由于位置（4）与后减震器相连，在随减震器的压缩与复原过程中，产生较大位移。但在优化的过程中，通过多次几何重构与强度校核，对位置（4）处结构进行了优化，在增加厚度的情况下，又增大了设计空间与非设计空间的相交面积，使最大位移变形转移到与车架相连的位置（1）、（2）处。4）由于厚度的减小，最大屈服百分比由优化前的28.61%增长到优化后的58.04%，但最大米塞斯等效应力未超过部件本身材料属性的屈服应力，且最大位移也未超过12 mm，因此结构部件在满足轻量化设计的同时，其自身的强度和刚度也满足正常使用要求。

表3 结构部件优化前后静力学分析参数对比

4.2 结构部件优化后的安全评估

安全评估的目的是以机械安全使用为主要目标，根据安全系数发现机械零部件的安全隐患，同时分析判断安全隐患的程度。安全系数是考虑到影响机器强度的因素，如计算载荷及应力精度、机器工作的重要性和材料的可靠性等因素的强度裕度[8]。本研究针对摩托车减震器端与车架连接端结构部件，利用有限元法将优化后模型导入Altair Inspire中进行安全评估，得到安全系数云图，如图7所示。根据云图可以看出，安全系数小于3.5的部分均位于枢轴凸台体及非设计空间与设计空间连接位置，与优化前结构部件最薄弱位置基本一致。但即使是最小安全系数也超过了设计要求的1.2，达到了1.7。虽然对比优化前的安全系数3.1有所下降，但优化后的结构部件仍然具有很好的安全性和可靠性。

图7 结构部件优化后安全系数

5 结论

基于UG对摩托车减震器端与车架连接端结构部件进行参数化建模，设置参数进行初始强度分析，验证ABS材料的可行性。利用Altair Inspire进行拓扑优化，通过多次几何重构与强度校核来满足设计要求，达到轻量化设计的目的。对轻量化最终设计模型做静力学分析和安全评估，得到最大米塞斯等效应力、最大位移、最大屈服百分比和最大安全系数，并与优化前的结果进行了对比分析。研究表明，摩托车减震器端与车架连接端结构部件可采用ABS材料，且在优化后其总质量减轻了60.6%，其中部件主体的质量减少了73.12%。其强度与位移呈现增加的趋势，安全系数降低45%，但仍可满足结构部件的正常使用要求。因此，摩托车减震器端与车架连接端结构部件优化后，既满足了基于ABS材料的轻量化的需要，同时又可以保证其具有足够的强度、刚度和安全性。