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

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(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[1-2]：

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(lì)，ω激勵(lì)頻率。

3 建立有限元模型

儲(chǔ)氣筒總成主要由車(chē)架縱梁、儲(chǔ)氣筒和儲(chǔ)氣筒支架組成，儲(chǔ)氣筒的重量為 3.5kg，儲(chǔ)氣筒支架的厚度為 3.5mm。首先將儲(chǔ)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(gè)部件的中性面，然后基于 3mm的四邊形單元對(duì)其進(jìn)行網(wǎng)格劃分，部分區(qū)域允許使用三角形過(guò)渡，采用剛性單元模擬螺栓連接，儲(chǔ)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(chǔ)氣筒總成有限元模型如圖1所示。

圖1 儲(chǔ)氣筒總成有限元模型

4 振動(dòng)強(qiáng)度分析

根據(jù)基礎(chǔ)車(chē)型實(shí)車(chē)采集車(chē)架縱梁端的振動(dòng)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(lì)源，采用 Nastran軟件加載基礎(chǔ)車(chē)型 X、Y和Z方向的振動(dòng)加速度[5-6]，以此對(duì)其進(jìn)行頻率響應(yīng)分析，得到該儲(chǔ)氣筒支架在40～200Hz內(nèi)的振動(dòng)強(qiáng)度性能。如圖2所示，為儲(chǔ)氣筒支架在X方向的頻率-應(yīng)力曲線(xiàn)。由圖2可知，儲(chǔ)氣筒支架在97.2Hz時(shí)，應(yīng)力值達(dá)到最大。如圖3所示，為儲(chǔ)氣筒支架X方向的應(yīng)力云圖。由圖3可知，儲(chǔ)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(dòng)強(qiáng)度性能要求。

圖2 儲(chǔ)氣筒支架X方向頻率-應(yīng)力曲線(xiàn)

如圖4所示，為儲(chǔ)氣筒支架在Y方向的頻率-應(yīng)力曲線(xiàn)。由圖4可知，儲(chǔ)氣筒支架在64.7Hz時(shí)，應(yīng)力值達(dá)到最大。如圖5所示，為儲(chǔ)氣筒支架X方向的應(yīng)力云圖。由圖5可知，儲(chǔ)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(mǎn)足強(qiáng)度設(shè)計(jì)要求。

圖3 儲(chǔ)氣筒支架X方向應(yīng)力云圖

圖4 儲(chǔ)氣筒支架Y方向頻率-應(yīng)力曲線(xiàn)

圖5 儲(chǔ)氣筒支架Y方向應(yīng)力云圖

圖6 儲(chǔ)氣筒支架Z方向頻率-應(yīng)力曲線(xiàn)

圖7 儲(chǔ)氣筒支架Z方向應(yīng)力云圖

如圖6所示，為儲(chǔ)氣筒支架在Z方向的頻率-應(yīng)力曲線(xiàn)。由圖6可知，儲(chǔ)氣筒支架在64.7Hz時(shí)，其應(yīng)力值達(dá)到最大。如圖7所示，為儲(chǔ)氣筒支架Z方向的應(yīng)力云圖。由圖7可知，儲(chǔ)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(jì)要求。

5 輕量化設(shè)計(jì)

儲(chǔ)氣筒支架在X方向的振動(dòng)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(duì)儲(chǔ)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(duì)其進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)[7-8]，以此得到儲(chǔ)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(chǔ)氣筒支架應(yīng)力云圖。由圖8可知，優(yōu)化之后的儲(chǔ)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(mǎn)足振動(dòng)強(qiáng)度性能設(shè)計(jì)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(chǔ)氣筒支架應(yīng)力云圖

6 結(jié)論

采用有限元方法建立儲(chǔ)氣筒支架網(wǎng)格模型，基于基礎(chǔ)車(chē)型采集的振動(dòng)加速度，對(duì)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(dòng)強(qiáng)度性能設(shè)計(jì)要求。通過(guò)對(duì)儲(chǔ)氣筒支架進(jìn)行參數(shù)化，對(duì)其進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)，得到其最佳厚度值為3.0mm，優(yōu)化之后儲(chǔ)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。