某輕卡儲氣筒支架振動強(qiáng)度分析與優(yōu)化＊

楊朋澤，吳慶捷，林奕旭，于華碩，李好好

（南昌航空大學(xué) 航空制造工程學(xué)院，江西 南昌 330069）

1 引言

車輛制動性能的優(yōu)劣將影響整車的可靠性與安全性，儲氣筒是車輛制動系統(tǒng)重要的組成部件，儲氣筒支架將儲氣筒安裝在車架縱梁上，當(dāng)車輛行駛在不同路面時，儲氣筒支架將受到路面激勵載荷，會發(fā)生強(qiáng)迫振動，容易造成強(qiáng)度失效風(fēng)險，直接影響車輛的安全性，因此儲氣筒支架的強(qiáng)度性能直接關(guān)系著整車的穩(wěn)定性。為了校核某輕卡儲氣筒支架的強(qiáng)度性能能否滿足設(shè)計要求，首先建立其有限元模型，基于采集的振動加速度對其進(jìn)行頻率響應(yīng)分析，最后對其進(jìn)行輕量化設(shè)計。

2 頻率響應(yīng)分析原理

頻率響應(yīng)分析是指系統(tǒng)在周期振蕩激勵下對每個頻率的動態(tài)響應(yīng)，對于受簡諧振動的多自由度系統(tǒng)方程為[1-2]：

其中：[M]為質(zhì)量矩陣，[C]為阻尼矩陣，[K]為質(zhì)量矩陣，{x}為各點(diǎn)的位移響應(yīng)向量，P為激勵，ω激勵頻率。

3 建立有限元模型

儲氣筒總成主要由車架縱梁、儲氣筒和儲氣筒支架組成，儲氣筒的重量為 3.5kg，儲氣筒支架的厚度為 3.5mm。首先將儲氣筒總成的三維數(shù)模導(dǎo)入至有限元前處理軟件 Hyper-mesh中[3-4]，抽取其各個部件的中性面，然后基于 3mm的四邊形單元對其進(jìn)行網(wǎng)格劃分，部分區(qū)域允許使用三角形過渡，采用剛性單元模擬螺栓連接，儲氣筒支架的材料為B420L（屈服強(qiáng)度為305MPa），再建立各向同性的材料及屬性，以此建立儲氣筒總成有限元模型如圖1所示。

圖1 儲氣筒總成有限元模型

4 振動強(qiáng)度分析

根據(jù)基礎(chǔ)車型實(shí)車采集車架縱梁端的振動加速度，其X、Y和Z方向的最大頻域加速度分別為2.5g、2.8g和1.5g。將縱梁端作為激勵源，采用 Nastran軟件加載基礎(chǔ)車型 X、Y和Z方向的振動加速度[5-6]，以此對其進(jìn)行頻率響應(yīng)分析，得到該儲氣筒支架在40～200Hz內(nèi)的振動強(qiáng)度性能。如圖2所示，為儲氣筒支架在X方向的頻率-應(yīng)力曲線。由圖2可知，儲氣筒支架在97.2Hz時，應(yīng)力值達(dá)到最大。如圖3所示，為儲氣筒支架X方向的應(yīng)力云圖。由圖3可知，儲氣筒支架在X方向的最大應(yīng)力值為272.2MPa，位于其下端倒角處，小于材料極限值，符合振動強(qiáng)度性能要求。

圖2 儲氣筒支架X方向頻率-應(yīng)力曲線

如圖4所示，為儲氣筒支架在Y方向的頻率-應(yīng)力曲線。由圖4可知，儲氣筒支架在64.7Hz時，應(yīng)力值達(dá)到最大。如圖5所示，為儲氣筒支架X方向的應(yīng)力云圖。由圖5可知，儲氣筒支架在 X方向的最大應(yīng)力值為 178.5MPa，位于其上端螺栓孔處，小于材料屈服，滿足強(qiáng)度設(shè)計要求。

圖3 儲氣筒支架X方向應(yīng)力云圖

圖4 儲氣筒支架Y方向頻率-應(yīng)力曲線

圖5 儲氣筒支架Y方向應(yīng)力云圖

圖6 儲氣筒支架Z方向頻率-應(yīng)力曲線

圖7 儲氣筒支架Z方向應(yīng)力云圖

如圖6所示，為儲氣筒支架在Z方向的頻率-應(yīng)力曲線。由圖6可知，儲氣筒支架在64.7Hz時，其應(yīng)力值達(dá)到最大。如圖7所示，為儲氣筒支架Z方向的應(yīng)力云圖。由圖7可知，儲氣筒支架在Z方向的最大應(yīng)力值為192.6MPa，也位于其上端螺栓孔處，同樣低于材料屈服，符合強(qiáng)度設(shè)計要求。

5 輕量化設(shè)計

儲氣筒支架在X方向的振動強(qiáng)度性能最大，但其仍然有強(qiáng)度余量，具有輕量化的空間。因此對儲氣筒支架進(jìn)行參數(shù)化處理，以其重量最輕為目標(biāo)函數(shù)，采用自適應(yīng)遺傳算法對其進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計[7-8]，以此得到儲氣筒支架的最佳厚度值為3.0mm。

如圖8所示，為優(yōu)化之后的儲氣筒支架應(yīng)力云圖。由圖8可知，優(yōu)化之后的儲氣筒支架的最大應(yīng)力為302.2MPa，其應(yīng)力值降低了11%，小于材料極限值，滿足振動強(qiáng)度性能設(shè)計要求，并且優(yōu)化之后的重量為3.0kg，減輕了14.3%，優(yōu)化效果比較明顯，達(dá)到了輕量化的目的。

圖8 優(yōu)化之后的儲氣筒支架應(yīng)力云圖

6 結(jié)論

采用有限元方法建立儲氣筒支架網(wǎng)格模型，基于基礎(chǔ)車型采集的振動加速度，對其進(jìn)行頻率響應(yīng)分析，得到其X、Y和 Z方向的最大應(yīng)力分別為 272.2MPa、178.5MPa和192.6MPa，均小于材料屈服，符合振動強(qiáng)度性能設(shè)計要求。通過對儲氣筒支架進(jìn)行參數(shù)化，對其進(jìn)行輕量化設(shè)計，得到其最佳厚度值為3.0mm，優(yōu)化之后儲氣筒支架的最大應(yīng)力為302.2MPa，仍然低于材料極限值，并且其重量由3.5kg減輕至3.0kg，達(dá)到了輕量化的效果。