鄒賓興

（江鈴汽車股份有限公司 產(chǎn)品開發(fā)技術中心，江西 南昌 330052）

1 引言

真空泵是車輛制動系統(tǒng)的關鍵部件，其為車輛提供剎車助力，對車輛的制動性能和安全性能具有較大影響。真空泵支架將真空泵固定在車輛縱梁中段，其激勵源主要來自路面，其振動強度性能的優(yōu)劣直接關系到車輛的安全性。為了驗證某新能源汽車真空泵支架的振動強度性能是否滿足設計要求，基于Hypermesh 軟件和Nastran 軟件對其進行頻率響應分析，獲取其振動強度應力，并采用Isight 集成平臺對其進行優(yōu)化分析，得到最優(yōu)的結構參數(shù)。

2 建立真空泵支架有限元模型

采用Catia 軟件建立車輛縱梁、真空泵及其支架的三維模型，再采用Hypermesh[1,2]軟件抽取車輛縱梁與支架的中面，并對中面和真空泵本體的表面進行幾何清理。為了提高分析精度，采用3mm 的Mixed 單元對它們進行網(wǎng)格離散化處理，螺栓周圍建立兩圈規(guī)整的殼四邊形單元，確保不出現(xiàn)畸形單元，各個零部件之間的螺栓連接采用RBE2 單元模擬，以此建立真空泵支架有限元模型，如圖1 所示。真空泵支架的材料為Q235，其彈性模量為21000MPa，其泊松比為0.3，其密度為7800kg/m3，其屈服強度為235MPa，其抗拉強度為375MPa。

圖1 真空泵支架有限元模型

3 振動強度分析

圖2 真空泵支架X 方向的頻率-應力曲線

圖3 真空泵支架Z 方向的頻率-應力曲線

圖4 真空泵支架Z 方向的應力云圖

為了驗證該真空泵支架的振動強度性能，基于真空泵支架有限元模型，在車輛縱梁兩端分別施加X方向1.0g加速度、Y 方向1.0g 加速度和Z 方向2.0g 加速度，以此采用Nastran軟件[3]對其進行頻率響應分析，得到真空泵支架在X、Y 和Z方向的頻率-應力曲線。如圖2 所示，為真空泵支架X 方向的頻率-應力曲線。由圖2 可知，當激勵頻率為37.3Hz 時，其X 方向的最大應力值為8.8MPa，低于材料許用應力，滿足設計要求。其應力集中點位于支架的折彎過渡處。當激勵頻率為37.3Hz 時，其Y 方向的最大應力值為24.5MPa，小于材料許用應力，滿足設計要求其應力集中點位于支架的螺 栓處。如圖3 所示，為真空泵支架Z 方向的頻率-應力曲線。由圖3 可知，當激勵頻率為37.3Hz 時，其Z 方向的最大應力值為255.4MPa。如圖4 所示，為真空泵支架Z 方向的應力云圖。由圖4 可知，真空泵支架Z 方向的應力集中點位于其加強筋處，超過材料屈服強度，不符合振動強度性能要求。

4 優(yōu)化分析

為了降低真空泵支架的應力，應提升局部的剛度性能。采用Isight 軟件[5]集成Hypermesh 軟件和Nastran 軟件對真空泵支架的厚度參數(shù)進行優(yōu)化分析。優(yōu)化之前，其厚度為2.5mm，優(yōu)化之后其厚度為3.2mm。

采用最優(yōu)參數(shù)重新對其進行頻率響應分析，如圖5 所示，優(yōu)化之后真空泵支架Z 方向的應力云圖。由圖5 可知，優(yōu)化之后真空泵支架的應力水平降低至190.3MPa，減少了25.5%。優(yōu)化之后，其X 方向和Y 方向的最大應力分別為6.4MPa 和19.5MPa，均小于其材料屈服應力，滿足振動強度設計要求。

圖5 優(yōu)化之后真空泵支架Z 方向的應力云圖

5 結論

基于Hypermesh 軟件建立某新能源汽車真空泵支架有限元模型，在縱梁兩端加載振動激勵，對其進行頻率響應分析，其Z 方向的應力值大于材料許用應力，不滿足振動強度要求。采用集成平臺對其厚度進行優(yōu)化分析，得到其最優(yōu)厚度值，優(yōu)化之后其X、Y 和Z 方向的應力值均低于材料屈服，符合設計要求，能夠有效降低故障率，提供產(chǎn)品的可靠性。