某輕卡ABS電磁閥支架強(qiáng)度分析及其優(yōu)化

游道亮

摘? 要：為了驗(yàn)證某汽車ABS電磁閥支架的強(qiáng)度特性和模態(tài)性能是否滿足要求，采用頻響方法分別對(duì)其X、Y和Z方向進(jìn)行強(qiáng)度分析，分析結(jié)果表明其在X和Z方向的最大應(yīng)力超過(guò)材料屈服，不滿足強(qiáng)度性能要求。約束模態(tài)分析結(jié)果表明，其第一階頻率低于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速頻率，不滿足模態(tài)性能要求。對(duì)該支架進(jìn)行優(yōu)化之后，其X、Y和Z方向的頻響分析應(yīng)力值均低于材料屈服，其重力場(chǎng)靜態(tài)分析應(yīng)力值也低于材料屈服，其第一階頻率超過(guò)發(fā)動(dòng)機(jī)怠速頻率，因此優(yōu)化之后的支架距可以滿足強(qiáng)度性能和模態(tài)性能要求。

關(guān)鍵詞：電磁閥支架;頻響分析;強(qiáng)度;模態(tài);優(yōu)化

中圖分類號(hào)：U463? ? 文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A? ? 文章編號(hào)：1005-2550（2018）06-0100-04

Strength Analysis and Optimization of a Light Truck ABS Electromagnetic Valve Bracket

YOU Dao-liang

（ Jiangling Motors Corporation Limited， Nanchang 330052， China ）

Abstract： Aiming at verifing the strength and modal properties of a light truck automobile ABS electromagnetic valve bracket， the bracket was frequency response analysised in the X，Y and Z directions，the analysised result showed that the maximum stress of X and Z directions exceed the yield strength of the material， it didn't meet the strength properties requirements. The results of constrained modal analysis showed that the first order frequency was lower than the engine idle speed， it didn't meet the modal properties requirements.The frequency response analysis stress of X， Y and Z was lower than the yield of material after optimization， The static analysis of the stress in the gravitational field was also lower than the yield of the material and the first order frequency was higher than the engine idle speed after optimization. so the bracket could meet strength and modal properties requirements after optimization.

Key Words： electromagnetic valve bracket; frequency response analysis; strength; modal; optimization

1? ? 引言

汽車ABS電磁閥支架將電磁閥固定在第六橫梁上，當(dāng)汽車行駛在復(fù)雜路面時(shí)，該支架會(huì)受到不同方向不同大小的力、扭矩和加速度力，甚至可能發(fā)生共振風(fēng)險(xiǎn)，極易發(fā)生斷裂，直接影響汽車的安全性能。因此ABS電磁閥支架的強(qiáng)度性能和模態(tài)性能是否滿足極限工況的要求就十分重要，在前期設(shè)計(jì)階段應(yīng)當(dāng)重點(diǎn)驗(yàn)證其各方面的性能。現(xiàn)基于頻響分析基本思想對(duì)某新型ABS電磁閥支架進(jìn)行強(qiáng)度分析，同時(shí)對(duì)其進(jìn)行重力場(chǎng)靜態(tài)分析和模態(tài)分析，獲取其應(yīng)力分布及其相應(yīng)模態(tài)頻率值，最后對(duì)該支架進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，以使其能夠同時(shí)滿足強(qiáng)度和模態(tài)性能要求。

2? ? ?頻響分析基本思想

振動(dòng)頻響分析[1，2]是指結(jié)構(gòu)件再周期振蕩激勵(lì)下對(duì)每個(gè)頻率的動(dòng)態(tài)響應(yīng)，對(duì)于受簡(jiǎn)諧振動(dòng)的多自由度系統(tǒng)方程為：

（1）

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(lì)，ω激勵(lì)頻率。

3? ? 建立制動(dòng)閥支架有限元模型

如圖1所示為ABS電磁閥支架模型，上圖為其CAD模型，包含前、左、右ABS電磁閥及其左、右支架，其中ABS電磁閥總成的質(zhì)量為3.519Kg，將其CAD模型導(dǎo)入Hypermesh[3，4]軟件中，采用尺寸為3mm的Shell單元對(duì)其支架進(jìn)行網(wǎng)格單元?jiǎng)澐郑Ъ芘cABS電磁閥之間的螺栓采用RBE2連接，ABS電磁閥總成采用Mass單元模擬，賦予其質(zhì)量（3.519Kg），以此建立其有限元分析模型，其單元總數(shù)為3245，節(jié)點(diǎn)總數(shù)為3550。其支架為Q235，其屈服強(qiáng)度為235MPa。

4? ? 頻率響應(yīng)強(qiáng)度分析

將橫梁與ABS電磁閥支架相連的四個(gè)螺栓孔作為激勵(lì)點(diǎn)，分別在X、Y和Z方向施加1.0g的激勵(lì)，基于Nastran軟件[5，6]對(duì)其進(jìn)行頻率響應(yīng)分析。如圖2、圖3和圖4分別所示為ABS電磁閥支架分別在X、Y和Z方向的應(yīng)力分布云圖，由圖3可知，ABS電磁閥支架在Y方向的最大應(yīng)力為46.5MPa，低于其材料屈服強(qiáng)度，位于螺栓孔處。由圖2和圖4可知，ABS電磁閥支架在X方向和Z方向的最大應(yīng)力分別為233.2MPa和295.4MPa，均位于減重孔邊緣，均超過(guò)材料許用應(yīng)力，不滿足強(qiáng)度性能要求，需要對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)。

5? ? 重力場(chǎng)靜強(qiáng)度分析

將橫梁與ABS電磁閥支架相連的四個(gè)螺栓孔的所有自由度約束，對(duì)其Z方向施加4.0G重力場(chǎng)進(jìn)行靜態(tài)強(qiáng)度分析。如圖5所示為該支架的應(yīng)力分布云圖，由圖5可知其最大應(yīng)力為118.6MPa，符合強(qiáng)度要求。

6? ? 模態(tài)分析

將橫梁與ABS電磁閥支架相連的四個(gè)螺栓孔的

所有自由度約束，對(duì)其進(jìn)行模態(tài)分析。如圖6所示為該支架的第一階彎曲模態(tài)陣型圖，其第一階彎曲頻率為28.8Hz，低于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速頻率30.0Hz，不滿足模態(tài)性能要求，需要對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化。

7? ? 優(yōu)化分析

由于支架應(yīng)力主要集中在減重孔附近，應(yīng)增大其局部剛度，因此將孔的直徑改成34mm，同時(shí)將孔向內(nèi)側(cè)偏移6mm，同時(shí)將支架厚度由2mm增厚至2.5mm，以提高其剛度性能，如圖7所示，以此降低該位置的應(yīng)力集中現(xiàn)象。

采用同樣的頻響分析方法對(duì)其優(yōu)化方案進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算，如圖8、圖9和圖10分別為其優(yōu)化方案的分別在X、Y和Z方向的應(yīng)力云圖，由圖8～10可知，ABS電磁閥支架優(yōu)化方案在X、Y和Z方向最大應(yīng)力分別為174.2MPa、37.5MPa和218.5MPa，均低于材料屈服，較優(yōu)化之前應(yīng)力值分別下降了25.3%、19.4%和26%，至此提升了該支架的疲勞強(qiáng)度，優(yōu)化之后能夠滿足強(qiáng)度性能要求。

采用同樣的方法對(duì)其優(yōu)化方案施加Z方向4.0G重力場(chǎng)進(jìn)行靜態(tài)強(qiáng)度分析，如圖11所示為優(yōu)化方案的應(yīng)力分布云圖，由圖11可知，優(yōu)化之后ABS電磁閥支架的最大應(yīng)力為89.2MPa，低于材料屈服，應(yīng)力值下降了29.4%，滿足設(shè)計(jì)要求。

采用同樣的方法對(duì)其優(yōu)化方案進(jìn)行模態(tài)分析。如圖12所示為該支架優(yōu)化方案的第一階彎曲模態(tài)陣型圖，其第一階彎曲頻率為33.6Hz，處于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速頻率30.0Hz范圍之外，符合模態(tài)性能要求。

第一階彎曲模態(tài)陣型圖

如表1所示，為ABS電磁閥支架優(yōu)化前后對(duì)比分析結(jié)果，由表1 可知，該支架的強(qiáng)度性能和模態(tài)性能均有所提升，滿足設(shè)計(jì)要求。

8? ? 結(jié)論

基于頻響應(yīng)分析思想并且分別在X、Y和Z方向施加1.0g激勵(lì)，對(duì)ABS電磁閥支架進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算，其在X、Y和Z方向最大應(yīng)力分別為233.2MPa、46.5MPa和295.4MPa，其中X和Z方向的強(qiáng)度性能不符合要求。通過(guò)對(duì)其施加Z方向4.0G重力場(chǎng)進(jìn)行靜態(tài)分析，其最大應(yīng)力為118.6MPa。通過(guò)約束支架與橫梁安裝孔，對(duì)其進(jìn)行約束模態(tài)分析，其第一階彎曲頻率為28.8Hz，超過(guò)發(fā)動(dòng)機(jī)怠速頻率，不符合模態(tài)性能。通過(guò)縮小減重孔的直徑并且向內(nèi)側(cè)平移，優(yōu)化之后該支架的頻響分析強(qiáng)度分別為174.2MPa、37.5MPa和218.5MPa，較優(yōu)化之前應(yīng)力值分別下降了25.3%、19.4%和26%，滿足強(qiáng)度性能要求。優(yōu)化之后重力場(chǎng)靜態(tài)強(qiáng)度應(yīng)力值為89.2MPa。優(yōu)化之后其第一階彎曲頻率為33.6Hz，滿足模態(tài)性能要求。

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