1 概述

　　機械結構的屈曲是工程實際中最關心的問題之一，屈曲失效也是工程中最常見的失效形式之一，在汽車結構中也是如此。因此，考察結構的屈曲也是汽車工程師的主要工作內容之一。橫向拉桿的主要失效形式就是失穩，本文針對某轎車橫向拉桿(如圖1)進行非線性屈曲優化。

　　圖1 橫向拉桿

　　2 初始設計

　　2.1 初始設計模擬

　　初始設計為平板的厚度為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，采用體單元進行網格劃分,一端(節點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，即失穩點的載荷為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初始設計靜態加載試驗

　　在實驗臺架上以10毫米/分鐘的速度對試件進行靜態加載直至試件發生屈服為止，試件的靜態加載曲線如圖4，試件靜態加載試驗和模擬結果對比如表1。模擬結果與實驗數據非常吻合(誤差僅為0.56%)，說明有限元模型可以模擬結構初始設計的真實工況而且模擬結果非?？煽浚窃摻Y構不能滿足工程實際要求(31KN)。因此，本文將從零件材料和零件厚度兩個方面對該結構進行優化。

　　圖4 試件靜態加載曲線

　　表1 靜態加載試驗和模擬結果對比　

　　3 優化設計

　　根據該結構的結構特點和工況特點，以兩個零件的厚度和兩種材料的屈服極限作為設計變量、結構的屈服要大于等于31kN作為優化條件和結構的重量最輕作為優化目標對結構進行優化，即：

　　設計變量：

　　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;

　　設計條件：

　　屈服力≥31kN;

　　設計目標：

　　Minimize(Total_Weight(t1,t2,y1,y2))

　　部分優化結果如表2和表3。

　　表2 t1=5.8和t2=6.8時幾種材料組合的模擬結果

　　表3 y1=460和y2=520時幾種厚度組合的模擬結果　　

　　根據優化結果選用屈服極限為460MPa厚度為6.0的平板和屈服極限為520厚度為6.9的立板作為最終設計方案，該設計方案模擬結果屈服力為31.7981kN。對該設計方案進行靜態加載試驗驗證，屈服力為31.9805kN,模擬結果的誤差僅為0.57%，滿足工程實際需要，并且該設計方案通過整車廠的驗收。

　　4 結論

　　從表3的優化結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構的屈曲的提高更顯著。

　　從表4的優化結果中可以看出增加平板的厚度比增加立板的厚度對結構的屈曲的提高更顯著。

　　因此，平板的性能對整個結構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結構的屈曲穩定性。

　　采用仿真與試驗相結合的手段，能夠迅速解決設計開發中的問題，對于滿足項目發放進度和提高企業競爭力是十分必要的。