刘 凯 宋佳妮

吉林电子信息职业技术学院 吉林 132021

0 引言

随着汽车工业繁荣发展，推进了汽车产业的进步，随着汽车产量的提高，汽车流水线上的工作也变得日益繁重起来[1，2]。制造流水线上的汽车吊具的强度、刚度更是需要重点关注，吊具的承载能力、使用寿命、安全性也成为当今汽车生产线上起重运输的研究热点，无论是生产线建设还是汽车流水线的生产运营，吊具都起到了无可替代的作用[3]。

作为生产线运输的主要受力结构，汽车吊具的失效趋势预测对实际生产有着重要的指导作用，能有效地预防事故发生。随着市场对汽车需求的增加，对吊具的制作要求也越为严格。缩短吊具安装调试周期，对于车型研发生产效率的提升也是有促进作用的[4，5]。李伟[6]利用汽车自重成功取消了摘钩工序，改良了废弃车吊具；岳彬彬等[7]利用Catia 软件进行应力分析，获得结构危险点并进行结构优化设计；刘海江等[8]结合实际生产需要，设计了汽车盖顶气动助力吊具，其中增设二次保护臂，提升安全系数的同时，满足整体柔性化制造，改善了汽车吊具安全性差、通用性低等缺点；戎艇等[9]设计出一种缸盖缸体合装吊具，有效避免在运输装配过程中缸体于缸盖的相互碰撞；杨伟明[10]利用有限元方法对盘条专用吊具进行分析，对其易发生变形位置进行强度改善，提升了吊具的力学性能；剧旭等[11]设计出一种结构新颖的吊具，不仅解决了吊具结构笨重的问题，而且通过吊具前后吊脚表面焊接的梯形槽提升了一条生产线对不同车型的生产能力；Sun S Y[12]设计了一种可连接到汽车座椅头枕柱上的吊具，整体结构由吊架，支撑构件，连接构建以及连接架组成，使用方便轻巧，便于装夹运输。对于吊具可靠性的考察学者们也提出诸多方法取得较大进展，Meng Z 等[13]提出了方向稳定性变换方法，通过控制混沌并减少功能函数评估的次数来提高STM 的效率；在此基础上，Keshtegar B 等[14]利用Armijo 准则和下降条件来规定有限步长的大小，提出了基于Armijo 搜索方向的有限步长法，结果表明FAT 可以成功地应用于结构可靠性分析中，Kriging 方法和支持向量机方法近些年应用广泛；Echard B 等[15]提出的基于蒙特卡洛模拟和Kriging 元模型的迭代方法可以更有效地评估可靠性。

为真正地改善汽车流水线上吊具的稳定应与安全性，提高其起重运输部件的使用寿命，本文对吊装运载下部总成钣金件的方案进行了结构优化，并利用有限元方法进行了对比分析，优化后梁的承载能力得到大幅度提高，虽其承受最大应力能力有所下降，但对应起重能力不产生影响，优化结果符合要求。

2 汽车吊具的结构设计

吊具整体主要由吊具架、吊耳和吊钩结构3 部分组成。其中吊具架作为吊具的主体在竖直方向上承受其他零件及吊取工件的全部重力作用，采用焊接性能良好的Q235A 钢作为制作材料，并配有诸多辅助工件及安全保护装置。吊耳是吊具使用中用于起吊的受力连接部件。吊钩结构并非传统意义上的钩爪，而是整个吊具前端连接产品与各部件的机械装置，对于不同物料采用不同的吊具结构。吊具结构应具有良好的结构强度，为系统提供足够的支撑力。

图1 为下部总成钣金件三维示意图，作为被吊取件其长约为1 700 mm，宽1 200 mm，前端向下弯曲与水平面高度差为240 mm。开出平均宽度约350 mm 的凹槽，在凹槽中间开出方形孔。由于凹槽前、后端存在高度差，故需考虑设计相应的辅助吊具。钣金件被分散放置在生产线的不同工位，由吊具依次进行吊取到达合适工位。根据钣金件参数，设计吊具架整体框架由材料为Q235A、80 mm×80 mm（长×高）、壁厚10 mm 的方管焊接而成，吊具架总长2 110 mm，宽为780 mm。结合钣金件前后两端高度厚度差异，将吊具架分为2 部分，一部分设置多个吊手进行车身前端吊取，另一部分负责车身尾端的吊取提升，吊具架三维图如图2 所示。其框架采用焊接同材料支撑件，能防止吊具架受较大的力牵扯而发生变形。在支撑件合适位置安装1 个钩形吊手，用来穿过凹槽处的方形孔保证车身被稳定吊取。根据车身参数，在支撑件上预留出合适的螺纹孔，安装专用辅助结构。吊具架4 个角各安装1 个钣金件定位装置，装置前端设置4 个辅助定位块，整体的长度为325 mm，前端长度270 mm 与吊臂偏心设置。定位装置可以在吊具从一个工位出发到另一个工位，且未与钣金件接触时通过前端设置的4 个定位块可将车身整体定位在吊具架范围之内。

图1 钣金件三维模型图

图2 吊具架三维模型图

钣金件结构重心偏向前端，对于前端的吊取方案采用多吊手共同起吊，设置前后对称的4 组吊手及2 个不同的吊手进行钣金件前端的吊取。而结构更加复杂的钣金件尾端需设计辅助吊具进行吊取工作，如图3 所示。结构由2 组对称的Q235A 制方型材构成，中间设置圆柱形金属实心管连接而成，设计偏心手柄与金属实心管连接，通过螺纹连接固定在吊具架上，在2 组装置的吊臂上设置连接件来约束吊手的自由度，同时也可保证夹钳过程中吊手的稳定性不至于出现晃动变形。

图3 钣金件前后安全辅助钩爪模型图

全部重要部件设计完成后，进行吊具的总体装配，车身吊具的整体三维模型如图4 所示。至此完成前地板吊具的结构设计，接下来将进行吊具结构的可靠性分析，根据分析结果研究进行合理的方案优化。

图4 前地板吊具整体三维模型图

3 结构可靠性分析

吊具作为运载装夹工作中最重要的辅助工具，机械设计方面故障模式主要为承载结构变形损坏。根据对吊装工作提供助力不同，可分为吊具架、吊钩结构及辅助运载结构3 部分。其中，吊具架承受的载荷为下部总成钣金件的自重及除吊具架外其他部件的自重之和，其2 根梁及中间支撑件承受垂直向下的载荷，是吊具架中最易发生失效的部位。吊钩承受的载荷由下部总成钣金件的自重提供，主要受力的部位位于底端弯钩处，是其最易发生失效的部位。辅助运载结构主要承受下部总成钣金件自重产生的力，最易发生失效的部位为前后安全插销。

吊具架结构由Q235A 组成，连接部件为Q345B，其中Q235A 材料的泊松比为0.288，弹性模量为2.06×105MPa，密度为7.86 g/cm3，屈服强度为235 MPa。Q345B 材料的泊松比为0.310，弹性模量为2.12×105MPa，材料密度为7.87 g/cm3。根据GB/T 3811—2008《起重机设计规范》，长梁的许用应力为

式中：σs为材料的屈服强度；σb为材料的抗拉极限；n为安全系数，在此取1.2。

由此，可以获得吊具架的许用应力为

吊钩结构前后对称，根据材料计算吊钩结构质量为4.559 kg。并计算出其他吊钩结构质量及下部总成钣金件质量，具体数据如表1 所示。可以获得吊具架承受的整体载荷质量，其中吊钩结构P04 ～P07 为左右对称结构，P03 与P09 为形状质量不同的吊钩结构，需要单独进行相加计算。经计算总质量为78.946 kg，其承受的力为F=773.670 8 N。

表1 吊钩结构及钣金件质量 kg

根据设计参数，吊具架的长梁总长为2 120 mm，宽和高都为80 mm。每个吊钩结构宽20 mm，自吊具架前端从左往右算起，依次顺序为P03 ～P07。P03 作为第1 个吊钩结构，距吊具架前端670 mm，P04 距P03为360 mm，P05 距P04 为263 mm，P06 距P05 为197 mm，P07 距P06 为290 mm。由此可知，自吊钩结构P03 ～P07 之间全长为1 170 mm，且吊具架长梁段为主要承载部位，其承受的载荷可近似看成均匀分布如图5所示。

图5 吊具架长梁受力图

在这种情况下承受的最大应力为

在式中，L=117，b=8，h=8，q=1.21，f=235。

梁的屈服应力大于屈服强度时发生失效，故可获得极限状态函数为

在对随机变量的初值赋予完成后，根据初值数据计算极限状态函数在各随机变量当前取值点的偏导数可得

然后，对灵敏度系数进行计算。灵敏度系数能反映出各随机变量对可靠度的影响程度，其公式为

通过求解式（6）获得对应的灵敏度系数为

计算当前取值点的可靠性系数，计算公式为

经过计算后求得到β=1.303 7，利用可靠性系数可以得到各随机变量的新值xi*为

重复计算新值的偏导数、灵敏度系数、可靠性系数等，共进行4 次迭代计算，函数完成收敛，计算得出该点的可靠度系数为β＝1.289 7，查标准正态分布表可知在此时的可靠度系数为R＝0.899 73。

4 吊具架优化

原模型的长梁为80 mm×80 mm 方管焊接而成，而作为承重的梁，在符合使用要求的情况下截面设计成矩形能提高吊具架长梁的载荷能力，降低吊具架的质量。通常情况下使用刚性固定法对结构进行优化设计，根据计算得知对于吊具架结构进行相应变化。对于吊具架的优化为：原梁的长度为2 110 mm 保持不变，将梁的横截面宽度改为64 mm，高度增加至92 mm，壁厚由原来的10 mm 减少为9 mm，整体厚度降低1 mm，如图6为吊具架横梁修改前后截面对比。

图6 修改前后界面对比

对于吊具架长梁的修改，虽增加了吊具架长梁界面厚度，但降低了界面宽度，经计算可得修改截面面积小于修改前截面面积，同时降低了长梁的壁厚，可将修改后的参数应用于吊具架外框的4 条边上，降低了吊具架的表面积及使用材料的体积，对吊具架进行了轻量化设计。为验证优化方案的可行性，对吊具架长梁结构进行有限元分析，根据对比分析修改前后吊具架长梁的变形程度以及应力分布情况，结合仿真数据，考察优化方案的可行性。

将吊具三维图导入Ansys Workbench 进行网格的划分。根据梁的结构数据选用自动网格划分法，调整网格分辨率至7，将零件整体进行框选平均表面积为9.768 9×10-23m2，得到节点120 581 个，单元20 458 个，网格划分完成后梁的模型如图7 所示。

图7 网格划分后梁的模型图

在完成网格的划分后，对结构的材料属性进行赋予，将材料Q235A 密度、弹性模量、泊松比等性能属性根据材料性质进行编入。将材料赋予在零件上，并对结构进行约束和载荷的施加。在静态结构中选择固定，将长梁的两端短梁进行固定，在长梁上施加400 N 垂直向下的力以模拟结构在实际使用中的受力情况。进行变形及应力分析，可以得到长梁的应力云图及变形云图如图8 所示，在对长梁施加纵向400 N 的载荷时，吊具架整体的最大变形量为13.232 m，从梁的重心处向外扩散开，呈辐射状分布，重心处为梁的最大变形位置，梁的两端所受变形影响最小，最小值为0 m，平均变形量为5.900 1 m。吊具架的弯曲变形主要发生在重心位置，随向两端扩展变形逐渐减小，两端处不发生变形。

图8 优化前的变形云图

图9 为长梁优化前的应力云，梁承受的最大应力值为2.647 1 MPa，应力最大值为吊具架连杆结构处，梁承受的最小应力值为0.118 66 Pa，应力最小值位置为吊具架两端短梁处，梁承受的平均应力值为0.146 61 MPa。梁的重心所在位置中段应力值很小，到变形起始段位置为应力最大。

图9 优化前的应力云图

将原截面尺寸80 mm×80 mm 的位置结构尺寸全部改为2 110 mm 长，92 mm 厚、64 mm 宽，全部梁壁厚改为9 mm。根据尺寸变形，同比缩小60 mm×60 mm的支撑件结构，同时改变其他板结构，优化后吊具架如图10 所示。

图10 吊具架优化后三维图

将优化后的吊具三维图导入，可得长梁优化后的变形云图，如图11 所示。由图可知，在对长梁施加纵向400 N 的载荷时，梁的最大变形量为7.060 2 m，从梁的重心处向外扩散开，重心处为梁的最大变形位置，梁的两端所受变形影响最小，最小值为0 m，平均变形量为3.269 m。梁的弯曲变形主要发生在重心位置，随向两端扩展变形逐渐减小。

图11 优化后的变形云图

图12 为优化后长梁的应力云图，由图可知，梁承受的最大应力值为1.121 MPa，应力最大值为右端支撑件处，梁承受的最小应力值为0.524 96 Pa，应力最小值位置为吊具架两端短梁处，梁承受的平均应力值为0.088 309 MPa。梁的重心所在位置中段应力值适中，到变形起始段位置为应力逐渐变小。

图12 优化后的应力云图

对比优化前后分析的结果可知，优化后最大变形量比优化前减少了6.171 8 m，同比减少了46.64%。优化后平均变形量比优化前减少了2.631 1m，同比减少了44.59%，说明优化后的梁在承受相同载荷情况下变形能力得到了大幅改善。优化后的梁承受的最大应力比优化前承受的应力降低了1.526 1 MPa，同比降低了57.65%，承受的最小应力增加0.406 3 Pa，但增幅量不足1 Pa，可忽略不计。承受的平均应力降低了0.058 301 MPa，同比降低了39.77%，故可认为优化后结构承受应力的能力得到大幅提高。

5 结论

为研究轿车自动化生产线中吊具的可靠性，本文基于目前使用的吊具参数，利用Catia 软件对进行三维模型的建立，分析吊具结构易发生的失效及原因，确定吊具的主要失效部位，对吊具的失效部位进行分析其可靠性。运用相关理论知识分析其使用中是否可靠，得出相应结果并进行设计优化，通过Ansys 有限元分析确定方案的可行性，从而实现吊具结构的优化设计。

1）以轿车自动化生产线中前地板吊具为研究目标，结合已有的吊具结构进行吊具三维模型的建立。并以吊具在使用过程中易发生的失效模式，对吊具架、吊钩结构、辅助运载结构进行力学分析，得出吊具架为最易发生失效破坏的结构。

2）根据吊具架的模型参数，确定吊具架长梁的受力范围，建立吊具架的极限状态函数，运用一次二阶矩法对吊具架的可靠度进行求解，计算得出R=0.899 73。

3）对吊具架进行合理的优化设计，改变吊具架的结构尺寸，优化后的结构尺寸为2 110 mm 长，92 mm 高、64 mm 宽，整体壁厚为9 mm。运用Ansys Workbench对优化前后的吊具架长梁进行有限元分析。当长梁竖直方向负载400 N 载荷情况下，优化后的梁变形结果及应力承载能力都有大幅上升。