支架優化的案例
基于solidThinking的嫦娥四號中繼衛星斜裝動量輪支架優化設計
衛星斜裝動量輪支架的拓撲優化設計流程
利用 Altair Inspire，設計工程師首先對衛星斜裝動量輪支架優化前三維模型進行了前處理，此環節主要考慮的要素有：動量輪本體有 4 個安裝螺釘；安裝法蘭在腰部，背后突出進入支架內部；支架下端通過 7 個螺釘與衛星連接；姿控要求安裝角度為 45°。
衛星斜裝動量輪支架優化前三維模型
在確認完衛星斜裝動量輪支架的機械接口、安裝空間、安裝要求等要素后，進入了對拓撲優化基礎模型的處理環節，這部分需要確認動量輪支架的設計空間、非設計空間、施加載荷及約束。例如設計空間為支架本體，需要預留回轉部分開口，以及安裝螺釘的操作空間；非設計空間需要考慮為動量輪安裝法蘭提供安裝面及 4 個螺釘孔。同時，由于支架下端是通過 7 個螺釘為衛星連接，所以按照固定支架處理。載荷加載在動量輪上，約束為 7 個螺釘孔，材料是鋁。
衛星斜裝動量輪支架拓撲優化基礎模型
拓撲優化是衛星斜裝動量輪支架優化設計流程中的關鍵環節，主要目的在于確定優化目標，并進行運算。衛星斜裝動量輪支架的拓撲優化是一次輕量化的設計，因此選擇保證一定剛度下的最小質量模式為優化目標，優化的最小剛度為 250HZ，加載載荷為 7 個連接點的固定支架，在設置完成最小厚度壁厚就可以進行運算分析了。
最后，根據輸出優化目標滿足設定要求的數據，并調整拓撲材料分布滑塊，選擇連續實體形式，確定衛星斜裝動量輪支架優化設計結果。
展開 基于HyperWorks發動機支架的拓撲優化設計
3.2 建立發動機支架優化的CAD模型
根據圖5拓撲優化的結果，結合具體的鑄造工藝條件，進一步對發動機支架的原模型加以改進，即對其進行二次設計，得到支架優化后的CAD模型如圖6所示。
3.3 發動機支架優化前后的有限元分析
表1 發動機支架優化前后結果對比
圖7為優化后發動機支架的有限元模型，至圖8至圖11為發動機優化前后CAE分析結果對比，表1為其優化后的比較結果。
由以上的分析結果可以看出，改進之后的模型在相同的載荷作用下，最大位移和最大應力都較改進之前有所增大，但這是可以接受的，因為最大應力都遠遠小于材料的屈服極限270MP，但重量卻減輕了0.705/4.417=15.96%，該支架生產批量極大，因此其拓撲優化結果將帶來顯著的經濟效益。
5 結論
本文對發動機支架結構進行了基于有限元分析的拓撲優化設計。最終的優化支架，重量減小了 15.96％，由于在行駛中發動機支架不斷受到來自路面的振動，今后應進一步考慮結構在不同路況和路面譜下的動態和疲勞分析，以提高結構的動態性能。
拓撲結構優化能夠為工程設計人員提供結構概念性優化設計方法，將對傳統設計形成挑戰，縮短設計開發的周期，提高零件質量，從而增強企業的競爭力。
來源網絡
展開 面向增材制造的嫦娥四號中繼衛星—斜裝動量輪支架優化設計
例如設計空間為支架本體，需要預留回轉部分開口，以及安裝螺釘的操作空間；非設計空間需要考慮為動量輪安裝法蘭提供安裝面及4個螺釘孔。同時，由于支架下端是通過7個螺釘為衛星連接，所以按照固定支架處理。載荷加載在動量輪上，約束為7個螺釘孔，材料是鋁。
衛星斜裝動量輪支架拓撲優化基礎模型
拓撲優化是衛星斜裝動量輪支架優化設計流程中的關鍵環節，主要目的在于確定優化目標，并進行運算。衛星斜裝動量輪支架的拓撲優化是一次輕量化的設計，因此選擇保證一定剛度下的最小質量模式為優化目標，優化的最小剛度為250HZ，加載載荷為7個連接點的固定支架，在設置完成最小厚度壁厚就可以進行運算分析了。
最后，根據輸出優化目標滿足設定要求的數據，并調整拓撲材料分布滑塊，選擇連續實體形式，確定衛星斜裝動量輪支架優化設計結果。至此，通過以上步驟，設計工程師們利用Altair Inspire得到了在綜合考量重量情況下的衛星斜裝動量輪支架的優化傳力路徑及連接狀態。
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例如設計空間為支架本體，需要預留回轉部分開口，以及安裝螺釘的操作空間；非設計空間需要考慮為動量輪安裝法蘭提供安裝面及4個螺釘孔。同時，由于支架下端是通過7個螺釘為衛星連接，所以按照固定支架處理。載荷加載在動量輪上，約束為7個螺釘孔，材料是鋁。
衛星斜裝動量輪支架拓撲優化基礎模型
拓撲優化是衛星斜裝動量輪支架優化設計流程中的關鍵環節，主要目的在于確定優化目標，并進行運算。衛星斜裝動量輪支架的拓撲優化是一次輕量化的設計，因此選擇保證一定剛度下的最小質量模式為優化目標，優化的最小剛度為250HZ，加載載荷為7個連接點的固定支架，在設置完成最小厚度壁厚就可以進行運算分析了。
最后，根據輸出優化目標滿足設定要求的數據，并調整拓撲材料分布滑塊，選擇連續實體形式，確定衛星斜裝動量輪支架優化設計結果。至此，通過以上步驟，設計工程師們利用Altair Inspire得到了在綜合考量重量情況下的衛星斜裝動量輪支架的優化傳力路徑及連接狀態。
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基于HyperWorks的車輛板簧支架優化設計
圖8 有限元計算模型
根據拓撲優化的板簧支架結構， 利用大型有限元軟件Hyperworks平臺的RADIOSS求解器對板簧支架進行有限元強度分析，板簧支架新結構最大von Mises應力值計算結果如表1所示，各工況下板簧支架應力云圖如圖 9 所示。
表1 板簧支架優化前后各工況下性能對比
圖9 板簧支架各工況下應力云圖
計算結果表明，經過solidThinking Inspire優化設計后的板簧支架，各工況下強度都滿足設計要求，最小安全系數為3.33。該板簧支架在車輛可靠性試驗過程中未出現斷裂等問題，證明其設計滿足性能需求。通過對板簧支架進行優化設計，證明了基于solidThinking Inspire的拓撲優化設計方法可以有效提高產品開發進度，合理布局零件的材料，達到了降低制造成本的目的。將最終的創意設計結構體現在實際工程中，與車輛的板簧及車架連接，如圖10所示。
圖10 工程實際應用
5 結語
以某重型車板簧支架為設計對象，基于變密度法建立了拓撲優化的數學模型，利用Hyperworks中的solidThinking Inspire模塊將連續體結構拓撲優化方法應用到該板簧支架結構優化設計中，對多工況下的板簧支架結構進行優化設計。
根據拓撲優化的結構，再結合制造工藝及設計經驗，對板簧支架進行重新設計，最后對新結構進行了有限元強度計算，計算
結果表明，進行優化設計后的板簧支架，性能滿足設計要求。通過solidThinking Inspire可以更加科學有效地進行結構設計，使材料在零件的布置更加合理，克服了以往靠經驗設計，僅考慮零件的功能性需求，忽視其可靠性的缺陷。通過solidThinkingInspire的優化設計，不僅可以很好的布置其材料分布，而且節省不必要的材料應用，既提高工作效率，也實現了生產成本的降低。
展開 基于Inspire的發動機和發電機復合支架拓撲優化設計
摘要：本文基于Altair solidThinking軟件中的Inspire模塊對發動機懸置和發電機支架進行了拓撲優化設計，在保證支架強度的情況下，支架重量減少25%，拓撲優化支架一階模態頻率數值由原結構的106Hz提高到158Hz，提高了49%，為零部件的概念和詳細設計提供指導。
關鍵詞：Inspire；發電機支架；強度；模態；拓撲優化
1 拓撲優化背景
某型號發動機基于結構布置，懸置支架和發電機采用一體鑄件的形式固定于發動機前端，結構如圖1所示。
1.機體 2. 支架A 3.支架B 4.發電機 5.發電機支架6.張緊輪 7.懸置支架
圖1 發動機和發電機復合支架
發電機支架通過支架A和支架B固定在機體前側，張緊輪固定在發電機支架前側，懸置支架通過螺栓固定在機體左側。鑄造一體的發動機懸置與發電機支架如圖2所示，整體采用的是實心的球鐵鑄造，鑄造厚度10~12mm。在仿真計算中其模態較低，應力相對較小，為此欲通過拓撲優化，在保證支架強度前提下，降低材料用量，提高模態。
圖2 原發動機懸置和發電機支架
2 拓撲優化原理
拓撲優化是一種根據約束、載荷及優化目標尋求結構材料最佳分配的優化設計方法。其主要基于變密度理論，將材料的中間密度單元引入材料插值模型，把離散元的問題變成連續型，優化過程中要通過懲罰因子對無法制造和存在的中間密度單元進行控制。
展開 基于Inspire的支架優化分析
基于Inspire的支架優化分析
一、項目需求與技術方案
1.1 項目需求
支架強度需滿足在復雜載荷工況下的使用條件，且使用壽命達50年。該支架的設計對重量有嚴格的要求且不能超過許用載荷限值，因此在支架前期設計階段需借助Inspire、Optistruct等先進CAE軟件對其進行結構優化，確定其幾何結構形狀與尺寸，然后再進行強度校核。
1.2 技術方案
該支架設計首先利用Inspire進行拓撲優化分析，為其結構設計提供思路；然后利用Optistruct進行自由形狀優化，確定其幾何結構形狀；最后通過Inspire進行厚度尺寸優化，確定其幾何尺寸。
二、有限元建模及計算
2.1 三維CAD模型
支架結構優化仿真分析三維模型如圖2.1所示。
圖2.1 支架原始分析模型
2.2 載荷工況
支架需承受軸向力、彎矩以及扭矩等作用，載荷工況類型如圖2.2所示。
圖2.2 支架32種受力工況
注：由角標1、2分別表示上下，+方向為正，-表示其方向為負。
展開 形貌優化在動力總成懸置支架設計中的應用
為了便于形貌優化的計算，必須對初始模型進行簡化，利用 HyperWorks中的 midsurface工具，首先抽取支架模型的中面，然后利用autocleanup工具進行幾何清理，得到殼體模型見圖1 1b。
圖 1 原始模型及模型中面圖
利用 HyperWorks中 CONM2單元將橡膠懸置重量簡化為質點，并在質點上賦予415g的集中質量，并用reb2單元連接。利用 PSHELL單元對支架進行網格劃分，為了保證優化的質量，要對網格的密度和質量進行控制。網格密度對優化出的結果有較大的影響，網格質量差會導致優化問題不收斂，此時選用的網格大小為4mm，劃分完后得到1565個節點和1213個單元。由于支架所采用的材料為SAPH400,在CAE計算中所使用到的材料參數如表2所示。
表2支架材料及其固有力學性能參數
確定懸置支架優化時的設計空間和非設計空間。支架作為支撐件，同時與車架主體和變速器后懸置相連，兩者給支架的設計提出了一定的約束，有明確約束的區域就定為非設計空間（藍色區域）。設計約束較為寬松的區域定為設計空間（黃色區域），加強筋板一般布置在這個區域。（見圖 2）
圖 2 網格模型和設計空間
3 支架模態分析
根據GM的最佳設計經驗，為了避免發生共振，對于設計的支架第一階頻率有一個設計的目標值（如600HZ）。對初始設計的支架進行模態分析，發現原始設計的支架一階模態為577HZ，未能達到設計標準； 需要進行優化分析，得到合理的加強筋布局來提高支架模態。
圖 3 模態分析圖
4 形貌拓撲優化分析
在進行形貌優化分析時設置合理設定參數，可以幫助提高優化的效果，并且使優化的結果更加具有實用性。
展開 基于Inspire懸置支架優化分析
基于Inspire懸置支架優化分析.docx
前言
商用車輕量化已成趨勢，本文借助inspire模塊對商用車常用零部件進行優化減重，給設計提供理論依據。
幾何模型
該零部件為商用車動力懸置支架，材料ZG310，通常由設計提供優化空間并預留螺栓位置，如圖1所示。
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?基于有限元技術的發動機懸置支架拓撲優化設計研究
目前結構拓撲優化的目標函數一般是結構的變形能、模態頻率和由兩者共同組成的多目標函數。
按照以上建立的拓撲優化模型，在有限元Hyperworks軟件的Hypermesh中以結構的變形能最小為目標函數，材料體積約束為30%，以優化區域中每個單元的偽密度為設計變量進行拓撲優化設計。變速器懸置支架拓撲優化過程見圖5。
圖5 變速器懸置支架拓撲優化設計過程圖
3 懸置支架拓撲優化結果分析
3.1力學指標分析
為了對優化后的設計方案與原設計方案進行全面的比較，需對各種工況條件下的應力和模態進行對比。對拓撲優化結果重新生成的CAD模型重新劃分有限元模型見圖6。與變速器連接的三個孔采用全約束。加載點與零件之間使用剛性單元（REB2）連接，以模擬懸置安裝的真實位置，載荷點為發動機懸置硬點位置，載荷見表4.
圖6 拓撲優化后的變速器懸置支架有限元模型
對拓撲優化后變速器懸置支架進行有限元分析計算，得到各工況下的最大應力，并與原方案的應力分析結果進行比較，可以發現原來應力大的工況最大應力有所下降，而原來最大應力小的工況，所受最大應力有所提高，使得應力的分布更趨合理，如表5所示。同時對前三階模態的頻率進行了比較（見表6），拓撲優化后的支架第一和第二階模態頻率雖然稍有降低，但還是遠遠大于600HZ，完全能夠滿足設計要求。
表5原方案與優化方案應力分析結果比較
表6原方案與優化方案模態分析結果比較
3.2 輕量化指標分析
對拓撲優化前后的質量進行比較，原方案零件質量為1.396kg，優化方案零件質量為1.27kg，重量降低率為9.4%。可見拓撲優化設計對結構輕量化的效果是很明顯的。拓撲優化結果見圖7。
展開 基于拓撲優化的壓縮機支架輕量化分析
但p取5時，因為中間密度單元過快趨于0或1，導致全局剛度矩陣發生變化，優化結果與最優結果開始有差異。對于該壓縮機支架拓撲優化，懲罰因子p取4較為合適。
3 優化分析
3.1 拓撲優化分析
按照上述拓撲優化的技術路線采用Optistruct軟件，對壓縮機支架進行優化，優化出壓縮機支架上有限元網格上每個單元的最佳相對密度分布。工程上，常采用0.3的相對密度閾值，即相對密度小于0.3的單元密度屬于冗余，予以去除，最終優化結果如下圖6所示：
壓縮機支架中間部位的單元密度小于0.3，對于壓縮機一階模態的提升貢獻偏小，予以去除。拓撲優化是前期概念性設計，在考慮鑄造工藝可行性的情況下，重新進行壓縮機支架設計，如圖13圖所示。
3.2 模態分析
基于Block Lanczos法對壓縮機支架的模態進行分析，對比拓撲優化前后的壓縮機支架模態，模態結果云圖如圖7和圖8所示：
模態分析結果顯示：拓撲優化后的輕量化壓縮機支架一階模態低于原壓縮機支架的一階模態，但均滿足壓縮機支架的設計目標值240Hz，故輕量化后的壓縮機支架滿足模態設計要求。
3.3 強度分析
根據發動機附近的實測道路譜，施加對應的靜力工況，在X-Y-Z三個方向對空調壓縮機支架進行結構靜強度校核。輕量化后壓縮機支架強度分析結果如下圖所示。
強度分析結果顯示：輕量化壓縮機支架最大應力均遠小于材料抗拉強度，故滿足結構強度要求。
3.4 試驗驗證
將輕量化壓縮機支架與壓縮機裝配好，一起安裝在臺架上，先采用錘擊法進行壓縮機支架總成模態測試，其受迫敲擊頻率響應函數如圖12所示。敲擊結果顯示：輕量化壓縮機支架一階模態為247.5Hz低于仿真出的一階模態253.7Hz，但敲擊試驗與有限元仿真結果誤差小于5%以內，且均滿足壓縮機支架模態240Hz的目標值。
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某客車用拖車鉤支架厚度優化
摘要：目前客車的拖車鉤支架一般都是通過幾塊鋼板組焊以達到足夠的強度，在厚度設計方面往往都是通過經驗設計，導致可能大部分設計都是偏保守，不能很準確的給出具體的每塊鋼板厚度最小值。本文基于OptiStruct對于拖車鉤支架進行厚度優化，以便獲得達到強度要求的最小質量的拖車鉤支架。
某客車用拖車鉤支架厚度優化.docx
基于hyperworks的發動機支架的拓撲優化
基于hyperworks的發動機支架的拓撲優化
基于hyperworks的發動機支架的拓撲優化.ppt
基于ABAQUS和Isight的液壓支架底座強度分析與優化
摘 要：為了降低某液壓支架底座工作時的最大應力，提高其安全性，使用ABAQUS軟件對3種工況下的底座進行強度分析，找出底座的薄弱點。對底座重新進行參數化建模，使用Isight軟件聯合Catia和ABAQUS對底座進行優化分析。優化后，液壓支架底座在3種工況下最大應力值有顯著降低，且整體重量下降9.7%.對液壓支架底座的分析與優化，降低了底座的最大應力，提高了其安全性；同時實現了底座的輕量化，提高了其經濟性。
關鍵詞：液壓支架;底座;ABAQUS;Isight;安全性;輕量化;
液壓支架是廣泛應用的煤礦機械，在煤炭開采過程中，不僅提高了礦井的安全性，也提高了煤炭的開采效率。液壓支架主要由底座、連桿機構、掩護梁、頂梁及控制元件組成，底座是液壓支架的關鍵部件[1]. 李海寧等[2] 僅研究了某液壓支架底座的強度，并未進行優化。萬麗榮等[3]研究了沖擊載荷作用下液壓支架關鍵零件及底座的受力及強度。田立勇等[4]研究了各工況下液壓支架底座的強度及不同板厚對底座強度的影響，并簡單進行優化。以上對底座的研究主要集中在強度分析方面，優化方面的研究比較少。底座的安全性和輕量化在傳統設計中往往不能兼顧。基于前人的研究，本文使用ABAQUS軟件和Isight軟件對某液壓支架底座進行強度及優化分析，在提高底座安全性的同時，實現底座的輕量化。
1 某液壓支架底座強度分析
液壓支架底座在井下受力較為復雜，為了分析底座的強度，提取底座的3種典型工況進行分析。
1) 工況1:支架底座兩端受扭轉載荷。
2) 工況2:支架底座左側受偏載荷。
3) 工況3:支架底座右側受偏載荷。
1.1 簡化模型
為了提高強度分析的效率，在分析前對底座進行簡化。
底座主體結構由鋼板焊接而成，鋼板間的焊縫強度視為與鋼板相同。去掉對強度影響不大的孔、倒角等結構。
展開 基于optistruct安全帶固定支架形貌優化 ￥7
汽車安全帶固定支架是將安全帶固定在車身鈑金上的結構件，主要起到承受安全帶的拉力導向作用。汽車安全帶固定支架在頻繁使用的過程中，須具有足夠的剛度和強度。本案例是基于optistruct軟件對汽車安全帶固定支架進行形貌優化，生成最佳分布的加強筋，提高鈑金件的力學性能，提高鈑金件的剛度，從而改善其應力分布，減小應力集中。其中，優化變量、約束條件、優化目標見模型文件。
優化前
優化后
其中，紅色區域為生成的加強筋，供設計人員進行參考，從而幾何重構生成最終的模型。
優化前應力分布圖
優化后應力分布圖
優化前位移分布圖
優化后位移分布圖
從優化前與優化后汽車安全帶固定支架應力分布圖、位移分布圖可以看出，優化后的汽車安全帶固定支架強度和剛度均得到明顯的改善。關于本案例的應用，可參考學習《汽車安全帶固定支架的形貌優化設計》這篇文章。
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