李瑞，崔勇奎，翟文濤，李聚超

（1.同濟(jì)大學(xué)汽車學(xué)院，上海 201804；2.一汽解放汽車有限公司，吉林 長春 130011）

前言

汽車輕量化的技術(shù)內(nèi)涵是：采用現(xiàn)代設(shè)計方法和有效手段對汽車產(chǎn)品進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，或使用新材料在確保汽車綜合性能指標(biāo)的前提下，盡可能降低汽車產(chǎn)品自身重量[1]。膨脹水箱支架主要用途是將膨脹水箱固定在車架或其它相對車架固定的零件上，屬于輕卡車上比較典型的懸臂類支架。本文通過進(jìn)行目標(biāo)設(shè)定、結(jié)構(gòu)優(yōu)化、有限元分析、試驗驗證，對該支架進(jìn)行優(yōu)化分析，以及試驗驗證，最終在滿足性能的同時，實現(xiàn)了該支架的降重。

1 目標(biāo)設(shè)定

圖1、圖2分別為某輕卡膨脹水箱固定系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意圖及其支架結(jié)構(gòu)示意圖，表1為該支架材料及重量信息。對于輕卡車型來說，包括膨脹水箱支架在內(nèi)的懸臂類支架，主要的失效模式包括斷裂和異常振動，其主要原因是支架強(qiáng)度或剛度不足。因此，對于此類支架來說，除了重量指標(biāo)外，主要是從支架強(qiáng)度、模態(tài)幾個方面來進(jìn)行評價。

圖1 某輕卡膨脹水箱固定系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意圖

圖2 支架結(jié)構(gòu)示意圖

表1 支架材料與重量

1.1 強(qiáng)度目標(biāo)

強(qiáng)度目標(biāo)主要包括靜強(qiáng)度目標(biāo)和疲勞強(qiáng)度目標(biāo)，主要以安全系數(shù)進(jìn)行評價。根據(jù)企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)，對安全系數(shù)要求及相應(yīng)的工況如表2所示。

表2 安全系數(shù)要求及相應(yīng)的工況

1.2 模態(tài)目標(biāo)

引起該類支架異常振動的激勵源主要包括路面激勵和發(fā)動機(jī)激勵。發(fā)動機(jī)的主要激勵主要來源于發(fā)動機(jī)的二階點火激勵，其方向為Z向，Y向，其頻率計算公式為：

式中，fe為發(fā)動機(jī)二階點火激勵頻率，Z為發(fā)動機(jī)的缸數(shù)，τ為發(fā)動機(jī)的沖程數(shù)，n為發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速[2]。

根據(jù)公式（1）該發(fā)動機(jī)為四缸四沖程，怠速為750rpm，對應(yīng)的激勵頻率為25Hz，常用轉(zhuǎn)速為1200rpm～3200rpm，對應(yīng)的激勵頻率為40Hz～107Hz。路面激勵一般在20Hz以下。

一般情況下，該類支架的一階模態(tài)振動能量最大，故設(shè)計上主要考慮該支架的一階模態(tài)應(yīng)避開上述的路面激勵、發(fā)動機(jī)怠速點火激勵、發(fā)動機(jī)常用轉(zhuǎn)速下的激勵頻率，同時又要考慮避免支架模態(tài)過高造成設(shè)計過剩，故該支架合理的一階模態(tài)應(yīng)在 25Hz～40Hz。在設(shè)計上，應(yīng)考慮預(yù)留一定的設(shè)計安全余量，通常應(yīng)保證如下的條件[3]：

式中，f為零部件固有頻率，fp為激勵源頻率。

根據(jù)公式（2），該支架一階模態(tài)目標(biāo)設(shè)定為 29.4 Hz～

34.8 Hz。

2 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

原膨脹水箱方案如圖2所示，主支架為影響該支架總成強(qiáng)度、剛度的主要部件，其斷面為開口式。而一個封閉斷面，比開口斷面可承受高得多的載荷（約30倍），而產(chǎn)生的變形則小得多（約 1/300）[4]。因此考慮通過將主斷面設(shè)計為封閉結(jié)構(gòu)以達(dá)到輕量化的目的。新設(shè)計的方案結(jié)構(gòu)示意如圖3，零部件材料及重量信息如表3。方案實現(xiàn)降重0.9kg，降幅達(dá)到了53%。

圖3 輕量化方案示意

表3 輕量化方案材料與重量信息

3 有限元分析

3.1 強(qiáng)度分析

利用ANSYS Workbench軟件對輕量化方案進(jìn)行強(qiáng)度計算，計算結(jié)果如表4所示，靜強(qiáng)度、疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)均在縱向工況下最小，分別為2.17、1.53。安全系數(shù)大于1.5，滿足設(shè)計要求。

表4 強(qiáng)度計算結(jié)果

各工況下的靜強(qiáng)度應(yīng)力分布圖及疲勞安全系數(shù)云圖如圖4～6，其中左側(cè)為靜強(qiáng)度應(yīng)力分布圖，右側(cè)為疲勞安全系數(shù)云圖。

圖4 垂向工況

圖6 側(cè)向工況

3.2 模態(tài)計算

利用ANSYS Workbench軟件對輕量化方案進(jìn)行整車狀態(tài)約束模態(tài)計算，得到該方案一階模態(tài)為30.0Hz，在設(shè)計目標(biāo)29.4Hz～34.8Hz之內(nèi)，符合設(shè)計要求。一階模態(tài)變形圖如圖7，振形主要表現(xiàn)為Y向左右搖擺。

圖7 一階模態(tài)變形圖

4 試驗驗證

4.1 可靠性驗證

對該輕卡車型上支架類零件的可靠性要求與整車相同，即搭載整車進(jìn)行道路可靠性試驗，并在試驗過程中不能出現(xiàn)斷裂、變形、抖動等失效。搭載該支架的整車在海南試驗場強(qiáng)化壞路完成了10000km的道路試驗，路面信息如表5所示，試驗過程中支架未出現(xiàn)失效，可靠性驗證通過。

表5 試驗場路面信息

4.2 模態(tài)驗證

該支架的模態(tài)在整車狀態(tài)下測量，在支架上布置一個振動傳感器，采用力錘激勵分別激勵，根據(jù)所得頻響函數(shù)曲線判斷其一階模態(tài)頻率。力錘激勵測量頻率0～200Hz，分析頻率0～100Hz。試驗結(jié)果如圖8所示。

圖8 頻響函數(shù)曲線

由圖8可知，膨脹水箱支架一階模態(tài)頻率為30.2Hz與計算值30.0Hz基本吻合，很好的避開了發(fā)動機(jī)怠速點火激勵及常用轉(zhuǎn)速下的激勵，滿足整車使用要求。

5 結(jié)論

本文通過對膨脹水箱支架的設(shè)計目標(biāo)制定、結(jié)構(gòu)優(yōu)化、有限元計算、試驗驗證，最終實現(xiàn)了該支架在滿足強(qiáng)度要求、模態(tài)要求的前提下，降重 0.9kg，降幅達(dá)到 53%，達(dá)到了預(yù)期效果。本文較為完整的闡述了該類零件進(jìn)行輕量化設(shè)計的思路及方法，從設(shè)計之初便明確強(qiáng)度、模態(tài)為該零部件的主要性能，并提出具體的設(shè)計目標(biāo)，在后續(xù)各階段中也均圍繞這兩點性能開展。本文中所闡述的輕量化設(shè)計思路及方法具有較強(qiáng)的實際意義，可應(yīng)用于其它汽車零部件的輕量化設(shè)計。

[1] 魯春艷.汽車輕量化技術(shù)的發(fā)展現(xiàn)狀及其實施途徑[J].上海汽車,2007(06):28-31.

[2] 王志廣.某輕型車發(fā)動機(jī)高壓油管斷裂故障分析[A]. 中國汽車工程學(xué)會（Society of Automotive Engineers of China）.2014中國汽車工程學(xué)會年會論文集[C].中國汽車工程學(xué)會（Society of Autom-otive Engineers of China）,2014:3.

[3] 濮良貴,陳國定,吳立言.機(jī)械設(shè)計[M].北京:高等教育出版社.2013: 14.

[4] B.布萊恩.輕量化設(shè)計:計算基礎(chǔ)與構(gòu)件結(jié)構(gòu)[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社.2010:56.