某輕卡儲氣筒支架振動強度分析與優化＊

楊朋澤，吳慶捷，林奕旭，于華碩，李好好

（南昌航空大學 航空制造工程學院，江西 南昌 330069）

1 引言

車輛制動性能的優劣將影響整車的可靠性與安全性，儲氣筒是車輛制動系統重要的組成部件，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，會發生強迫振動，容易造成強度失效風險，直接影響車輛的安全性，因此儲氣筒支架的強度性能直接關系著整車的穩定性。為了校核某輕卡儲氣筒支架的強度性能能否滿足設計要求，首先建立其有限元模型，基于采集的振動加速度對其進行頻率響應分析，最后對其進行輕量化設計。

2 頻率響應分析原理

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

其中：[M]為質量矩陣，[C]為阻尼矩陣，[K]為質量矩陣，{x}為各點的位移響應向量，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模導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行網格劃分，部分區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 振動強度分析

根據基礎車型實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軟件加載基礎車型 X、Y和Z方向的振動加速度[5-6]，以此對其進行頻率響應分析，得到該儲氣筒支架在40～200Hz內的振動強度性能。如圖2所示，為儲氣筒支架在X方向的頻率-應力曲線。由圖2可知，儲氣筒支架在97.2Hz時，應力值達到最大。如圖3所示，為儲氣筒支架X方向的應力云圖。由圖3可知，儲氣筒支架在X方向的最大應力值為272.2MPa，位于其下端倒角處，小于材料極限值，符合振動強度性能要求。

圖2 儲氣筒支架X方向頻率-應力曲線

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

圖3 儲氣筒支架X方向應力云圖

圖4 儲氣筒支架Y方向頻率-應力曲線

圖5 儲氣筒支架Y方向應力云圖

圖6 儲氣筒支架Z方向頻率-應力曲線

圖7 儲氣筒支架Z方向應力云圖

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

5 輕量化設計

儲氣筒支架在X方向的振動強度性能最大，但其仍然有強度余量，具有輕量化的空間。因此對儲氣筒支架進行參數化處理，以其重量最輕為目標函數，采用自適應遺傳算法對其進行優化設計[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，為優化之后的儲氣筒支架應力云圖。由圖8可知，優化之后的儲氣筒支架的最大應力為302.2MPa，其應力值降低了11%，小于材料極限值，滿足振動強度性能設計要求，并且優化之后的重量為3.0kg，減輕了14.3%，優化效果比較明顯，達到了輕量化的目的。

圖8 優化之后的儲氣筒支架應力云圖

6 結論

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