輕型載貨車空氣壓縮機(jī)支架性能分析與優(yōu)化設(shè)計(jì)

段龍楊

摘 要：為了評(píng)判某輕型載貨車空氣壓縮機(jī)支架的性能，創(chuàng)建其離散化模型，添加相應(yīng)的約束條件對(duì)其進(jìn)行模態(tài)仿真計(jì)算，得到其低階頻率，并且滿足振動(dòng)屬性標(biāo)準(zhǔn)。基于重力場(chǎng)方法對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度仿真計(jì)算，得到了其各個(gè)方向的應(yīng)力狀態(tài)，其應(yīng)力水平均符合要求。最后，對(duì)其厚度值進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，其質(zhì)量減輕了12.5%。

關(guān)鍵詞：輕型載貨車;空氣壓縮機(jī)支架;模態(tài);頻率;強(qiáng)度

中圖分類號(hào)：U463.851 文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A 文章編號(hào)：1003-5168（2021）23-0054-04

Abstract： Aiming at evaluating the performance of a light truck air compressor bracket. Firstly， its discretization model was established， and it was modal analyzed by adding the corresponding constraints ， so its low frequencies were obtained， it could meet vibration performance standard. Secondly， it was strength simulated based on gravity field method， its stress state in all directions were obtained， and its stress level meets the requirements. Lastly， its thickness were optimized， and its weight was reduced by 12.5%.

Keywords： light truck;air compressor;modal;frequency;strength

輕型載貨車的空氣壓縮機(jī)是車輛制動(dòng)系統(tǒng)的重要組成部分，為制動(dòng)系統(tǒng)提供氣源動(dòng)力，保障車輛的安全行駛。空氣壓縮機(jī)支架將空氣壓縮機(jī)固定安裝在輕型載貨車的車架縱梁兩側(cè)，其各項(xiàng)性能直接影響整車的可靠性和安全性。若空氣壓縮機(jī)支架的固有頻率與發(fā)動(dòng)機(jī)和道路的激振頻率相接近，將使其產(chǎn)生耦合共振，影響車輛的舒適性與穩(wěn)定性。若空氣壓縮機(jī)支架的強(qiáng)度性能偏弱，將容易引發(fā)疲勞斷裂風(fēng)險(xiǎn)，從而造成制動(dòng)系統(tǒng)損壞，嚴(yán)重影響車輛的安全性。同時(shí)，汽車各個(gè)零部件的輕量化有助于提升車輛的燃油經(jīng)濟(jì)性，有效降低尾氣的排放。

因此，針對(duì)某輕型載貨車空氣壓縮機(jī)支架的性能難以獲取和評(píng)估的問(wèn)題，采用有限元技術(shù)建立空氣壓縮機(jī)支架總成網(wǎng)格模型，提取其固有頻率，并且進(jìn)行模態(tài)性能評(píng)估。基于重力場(chǎng)工況對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度性能分析，獲取其各個(gè)方向的應(yīng)力水平。最后，對(duì)支架的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化研究，得到其最優(yōu)值。

1 模態(tài)理論基礎(chǔ)

系統(tǒng)的振動(dòng)屬性可以通過(guò)模態(tài)性能來(lái)評(píng)判，而模態(tài)性能主要通過(guò)其固有頻率和陣型來(lái)表征。它的振動(dòng)特性與外界載荷無(wú)關(guān)，因此空氣壓縮機(jī)支架的振動(dòng)方程為[1-2]：

2 建立有限元網(wǎng)格模型

某輕型載貨車空氣壓縮機(jī)支架總成主要包括車架、空氣壓縮機(jī)、空氣壓縮機(jī)支架、散熱器和散熱器支架等，各個(gè)零部件支架通過(guò)螺栓連接固定。采用Catia軟件建立空氣壓縮機(jī)支架總成三維數(shù)學(xué)模型，并且加載至Hypermesh軟件[3-4]，基于midsurface功能項(xiàng)抽取各個(gè)組件的中間面，同時(shí)修補(bǔ)各個(gè)面，簡(jiǎn)化或刪除對(duì)性能影響比較低的特征。網(wǎng)格單元的粗細(xì)對(duì)仿真分析結(jié)果的精度影響較大。大尺寸網(wǎng)格能夠節(jié)省計(jì)算時(shí)間，但是精度偏低，小尺寸網(wǎng)格能夠表征結(jié)構(gòu)的幾何特征和性能，但是也會(huì)增加計(jì)算時(shí)間。因此，合理的網(wǎng)格單元尺寸直接關(guān)系著結(jié)構(gòu)性能的準(zhǔn)確。結(jié)合實(shí)際工程經(jīng)驗(yàn)，基于4 mm的混合單元（以四邊形單元為主，三角形單元為輔）對(duì)空氣壓縮機(jī)支架總成的各個(gè)組件進(jìn)行網(wǎng)格離散化。各個(gè)組件之間的螺栓采用RBE2單元模擬，空氣壓縮機(jī)支架的橫梁與縱梁之間的焊縫采用單元共節(jié)點(diǎn)模擬。散熱器的質(zhì)量為6.5 kg，空氣壓縮機(jī)的質(zhì)量為35 kg，采用Mass單元結(jié)合RBE3單元模擬散熱器和空氣壓縮機(jī)的質(zhì)量。空氣壓縮機(jī)支架的材料為Q345，其橫梁和縱梁的厚度為3.0 mm，并創(chuàng)建各個(gè)屬性，最終建立空氣壓縮機(jī)支架總成網(wǎng)格模型，如圖1所示。

3 模態(tài)性能分析與評(píng)價(jià)

基于空氣壓縮機(jī)支架的模態(tài)性能分析可以使其避免共振，并且獲取其動(dòng)態(tài)響應(yīng)的振幅與相位，有利于評(píng)判結(jié)構(gòu)的振動(dòng)特性。空氣壓縮機(jī)支架的振動(dòng)特性主要取決于其低階固有頻率。模態(tài)階數(shù)越高，其偏差越大。因此，根據(jù)空氣壓縮機(jī)支架總成網(wǎng)格模型，基于Nastran求解器[5-6]約束車架兩端的所有自由度，采用陣型疊加法和Lanczos法提取其前3階特征值，由此得到該空氣壓縮機(jī)支架的前3階固有頻率分別為35.1 Hz、40.6 Hz和52.4 Hz。

圖2為空氣壓縮機(jī)支架第1階陣型。由圖2可知，它的陣型為前橫梁彎曲，動(dòng)態(tài)最大幅值達(dá)到了8.258 mm。

該輕型載貨車發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速達(dá)到1 000 r/min，通過(guò)理論計(jì)算得到其激振頻率為33.3 Hz。將其與該空氣壓縮機(jī)支架的前3階頻率進(jìn)行對(duì)比可知，該空氣壓縮機(jī)支架的低階固有頻率均高于外界頻率，能夠避免發(fā)生耦合共振，符合動(dòng)態(tài)特性標(biāo)準(zhǔn)。

4 強(qiáng)度性能分析與評(píng)價(jià)

該輕型載貨車在正常道路和惡劣路面行駛過(guò)程中，受到空氣壓縮機(jī)、散熱器和車架的綜合外載，主要分為縱向載荷、橫向載荷和垂向載荷。縱向載荷主要表現(xiàn)為車輛在制動(dòng)過(guò)程中根據(jù)基礎(chǔ)車型采集的加速度信號(hào)，縱向工況設(shè)定為X方向5g（g表示重力加速度）重力場(chǎng)。橫向載荷主要表現(xiàn)為車輛在轉(zhuǎn)彎過(guò)程中根據(jù)基礎(chǔ)車型采集的加速度信號(hào)，橫向工況設(shè)定為Y方向5g重力場(chǎng)。垂向載荷主要表現(xiàn)為車輛在上跳過(guò)程中根據(jù)基礎(chǔ)車型采集的加速度信號(hào)，垂向工況設(shè)定為Z方向10g重力場(chǎng)。

基于空氣壓縮機(jī)支架總成網(wǎng)格模型，約束車架兩端的所有自由度，設(shè)置3個(gè)分析步，依次為X方向5g重力場(chǎng)、Y方向5g重力場(chǎng)和Z方向10g重力場(chǎng)，以此輸出3個(gè)方向的應(yīng)力值。

圖5為空氣壓縮機(jī)支架X方向的應(yīng)力云圖。由圖5可知，它的最大應(yīng)力值為129.1 MPa，位于上端右側(cè)縱梁螺栓孔處。車輛在制動(dòng)時(shí)，整車重心會(huì)向前偏移，由此造成上端橫梁與車架連接處的應(yīng)力較大。

圖6為空氣壓縮機(jī)支架Y方向的應(yīng)力云圖。由圖6可知，它的最大應(yīng)力值為86.62 MPa，位于下端橫梁螺栓孔處。車輛在轉(zhuǎn)彎時(shí)，整車會(huì)發(fā)生偏轉(zhuǎn)，由此造成該位置出現(xiàn)應(yīng)力集中。

圖7為空氣壓縮機(jī)支架Z方向的應(yīng)力云圖。由圖7可知，它的應(yīng)力峰值達(dá)到了274.3 MPa，位于上端左側(cè)縱梁螺栓孔處。車輛在上跳時(shí)，整體重心上移，由此造成該處產(chǎn)生應(yīng)力集中。

綜上所述，該空氣壓縮機(jī)支架X方向、Y方向和Z方向的應(yīng)力水平均低于材料屈服值，能夠滿足強(qiáng)度性能標(biāo)準(zhǔn)，不會(huì)引起疲勞開(kāi)裂。

5 優(yōu)化設(shè)計(jì)

基于該空氣壓縮機(jī)支架的模態(tài)性能和強(qiáng)度性能分析可知，它的綜合性能比較強(qiáng)。考慮到整車的輕量化，將支架的厚度作為結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。采用Isight平臺(tái)[7-8]加載空氣壓縮機(jī)支架的網(wǎng)格模型、振動(dòng)特性分析和強(qiáng)度特性分析，以其質(zhì)量最小且基于自適應(yīng)模擬退火算法[9-12]對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，最終得到其最佳厚度為2.6 mm。優(yōu)化后，它的質(zhì)量由原先的7.2 kg減小至6.3 kg，輕量化比例達(dá)到了12.5%。

如圖8所示，優(yōu)化后空氣壓縮機(jī)支架的第1階陣型的最大振幅降低至7.432 mm，且其第1階固有頻率降低至34.2 Hz，仍然符合動(dòng)態(tài)屬性要求。

6 結(jié)語(yǔ)

采用有限元方法建立空氣壓縮機(jī)支架總成離散化模型，基于Lanczos法提取其低階頻率，滿足動(dòng)態(tài)特性要求。基于重力場(chǎng)方法對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度性能仿真分析，得到其X方向、Y方向和Z方向的最大應(yīng)力值分別為129.1 MPa、86.62 MPa和274.3 MPa，均低于材料極限值，符合強(qiáng)度特性要求。基于集成平臺(tái)并采用自適應(yīng)模擬退火算法對(duì)支架的厚度值進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，得到其最優(yōu)厚度值為2.6 mm，優(yōu)化之后其第一階頻率為34.2 Hz，其最大應(yīng)力水平為312.7 MPa，可見(jiàn)其綜合性能均都滿足標(biāo)準(zhǔn)，并且其輕量化比例達(dá)到了12.5%。

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