1 概述
機(jī)械結(jié)構(gòu)的屈曲是工程實(shí)際中最關(guān)心的問題之一,屈曲失效也是工程中最常見的失效形式之一,在汽車結(jié)構(gòu)中也是如此。因此,考察結(jié)構(gòu)的屈曲也是汽車工程師的主要工作內(nèi)容之一。橫向拉桿的主要失效形式就是失穩(wěn),本文針對某轎車橫向拉桿(如圖1)進(jìn)行非線性屈曲優(yōu)化。
圖1 橫向拉桿
2 初始設(shè)計(jì)
2.1 初始設(shè)計(jì)模擬
初始設(shè)計(jì)為平板的厚度為5.8mm,材料的屈服極限為380MPa,立板的厚度為6.8mm,材料的屈服極限為480MPa,采用體單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分,一端(節(jié)點(diǎn)101)采用固定鉸約束,另一端采用滑移鉸約束,在滑移鉸約束端施加y方向40KN載荷,有限元模型如圖2。用MSC Nastran非線性靜態(tài)求解器riks弧長法求解。位移云圖和位移-載荷曲線如圖3,位移-載荷曲線的最高載荷點(diǎn),即失穩(wěn)點(diǎn)的載荷為28.5978kN。
圖2 橫向拉桿的有限元模型
圖3 位移云圖和位移-載荷曲線
2.2初始設(shè)計(jì)靜態(tài)加載試驗(yàn)
在實(shí)驗(yàn)臺架上以10毫米/分鐘的速度對試件進(jìn)行靜態(tài)加載直至試件發(fā)生屈服為止,試件的靜態(tài)加載曲線如圖4,試件靜態(tài)加載試驗(yàn)和模擬結(jié)果對比如表1。模擬結(jié)果與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)非常吻合(誤差僅為0.56%),說明有限元模型可以模擬結(jié)構(gòu)初始設(shè)計(jì)的真實(shí)工況而且模擬結(jié)果非??煽?,但是該結(jié)構(gòu)不能滿足工程實(shí)際要求(31KN)。因此,本文將從零件材料和零件厚度兩個(gè)方面對該結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化。
圖4 試件靜態(tài)加載曲線
表1 靜態(tài)加載試驗(yàn)和模擬結(jié)果對比
3 優(yōu)化設(shè)計(jì)
根據(jù)該結(jié)構(gòu)的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和工況特點(diǎn),以兩個(gè)零件的厚度和兩種材料的屈服極限作為設(shè)計(jì)變量、結(jié)構(gòu)的屈服要大于等于31kN作為優(yōu)化條件和結(jié)構(gòu)的重量最輕作為優(yōu)化目標(biāo)對結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化,即:
設(shè)計(jì)變量:
平板的厚度t1(mm):2.618.5≤≤t;
立板的厚度t2(mm): 0.728.6≤≤t;
平板的屈服極限y1(MPa): 4801380≤≤y;
立板的屈服極限y2(MPa): 5202480≤≤y;
設(shè)計(jì)條件:
屈服力≥31kN;
設(shè)計(jì)目標(biāo):
Minimize(Total_Weight(t1,t2,y1,y2))
部分優(yōu)化結(jié)果如表2和表3。
表2 t1=5.8和t2=6.8時(shí)幾種材料組合的模擬結(jié)果
表3 y1=460和y2=520時(shí)幾種厚度組合的模擬結(jié)果
根據(jù)優(yōu)化結(jié)果選用屈服極限為460MPa厚度為6.0的平板和屈服極限為520厚度為6.9的立板作為最終設(shè)計(jì)方案,該設(shè)計(jì)方案模擬結(jié)果屈服力為31.7981kN。對該設(shè)計(jì)方案進(jìn)行靜態(tài)加載試驗(yàn)驗(yàn)證,屈服力為31.9805kN,模擬結(jié)果的誤差僅為0.57%,滿足工程實(shí)際需要,并且該設(shè)計(jì)方案通過整車廠的驗(yàn)收。
4 結(jié)論
從表3的優(yōu)化結(jié)果中可以看出提高平板的屈服極限比提高立板的屈服極限對結(jié)構(gòu)的屈曲的提高更顯著。
從表4的優(yōu)化結(jié)果中可以看出增加平板的厚度比增加立板的厚度對結(jié)構(gòu)的屈曲的提高更顯著。
因此,平板的性能對整個(gè)結(jié)構(gòu)屈曲的影響是主要的,提高平板的性能可以更有效的提高整個(gè)結(jié)構(gòu)的屈曲穩(wěn)定性。
采用仿真與試驗(yàn)相結(jié)合的手段,能夠迅速解決設(shè)計(jì)開發(fā)中的問題,對于滿足項(xiàng)目發(fā)放進(jìn)度和提高企業(yè)競爭力是十分必要的。
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