某轻卡ABS电磁阀支架强度分析及其优化

游道亮

摘  要：为了验证某汽车ABS电磁阀支架的强度特性和模态性能是否满足要求，采用频响方法分别对其X、Y和Z方向进行强度分析，分析结果表明其在X和Z方向的最大应力超过材料屈服，不满足强度性能要求。约束模态分析结果表明，其第一阶频率低于发动机怠速频率，不满足模态性能要求。对该支架进行优化之后，其X、Y和Z方向的频响分析应力值均低于材料屈服，其重力场静态分析应力值也低于材料屈服，其第一阶频率超过发动机怠速频率，因此优化之后的支架距可以满足强度性能和模态性能要求。

关键词：电磁阀支架;频响分析;强度;模态;优化

中图分类号：U463    文献标识码：A    文章编号：1005-2550（2018）06-0100-04

Strength Analysis and Optimization of a Light Truck ABS Electromagnetic Valve Bracket

YOU Dao-liang

（ Jiangling Motors Corporation Limited， Nanchang 330052， China ）

Abstract： Aiming at verifing the strength and modal properties of a light truck automobile ABS electromagnetic valve bracket， the bracket was frequency response analysised in the X，Y and Z directions，the analysised result showed that the maximum stress of X and Z directions exceed the yield strength of the material， it didn't meet the strength properties requirements. The results of constrained modal analysis showed that the first order frequency was lower than the engine idle speed， it didn't meet the modal properties requirements.The frequency response analysis stress of X， Y and Z was lower than the yield of material after optimization， The static analysis of the stress in the gravitational field was also lower than the yield of the material and the first order frequency was higher than the engine idle speed after optimization. so the bracket could meet strength and modal properties requirements after optimization.

Key Words： electromagnetic valve bracket; frequency response analysis; strength; modal; optimization

1    引言

汽車ABS电磁阀支架将电磁阀固定在第六横梁上，当汽车行驶在复杂路面时，该支架会受到不同方向不同大小的力、扭矩和加速度力，甚至可能发生共振风险，极易发生断裂，直接影响汽车的安全性能。因此ABS电磁阀支架的强度性能和模态性能是否满足极限工况的要求就十分重要，在前期设计阶段应当重点验证其各方面的性能。现基于频响分析基本思想对某新型ABS电磁阀支架进行强度分析，同时对其进行重力场静态分析和模态分析，获取其应力分布及其相应模态频率值，最后对该支架进行优化改进，以使其能够同时满足强度和模态性能要求。

2     频响分析基本思想

振动频响分析[1，2]是指结构件再周期振荡激励下对每个频率的动态响应，对于受简谐振动的多自由度系统方程为：

（1）

其中：[M]为质量矩阵，[C]为阻尼矩阵，[K]为质量矩阵，{x}为各点的位移响应向量，P为激励，ω激励频率。

3    建立制动阀支架有限元模型

如图1所示为ABS电磁阀支架模型，上图为其CAD模型，包含前、左、右ABS电磁阀及其左、右支架，其中ABS电磁阀总成的质量为3.519Kg，将其CAD模型导入Hypermesh[3，4]软件中，采用尺寸为3mm的Shell单元对其支架进行网格单元划分，支架与ABS电磁阀之间的螺栓采用RBE2连接，ABS电磁阀总成采用Mass单元模拟，赋予其质量（3.519Kg），以此建立其有限元分析模型，其单元总数为3245，节点总数为3550。其支架为Q235，其屈服强度为235MPa。

4    频率响应强度分析

将横梁与ABS电磁阀支架相连的四个螺栓孔作为激励点，分别在X、Y和Z方向施加1.0g的激励，基于Nastran软件[5，6]对其进行频率响应分析。如图2、图3和图4分别所示为ABS电磁阀支架分别在X、Y和Z方向的应力分布云图，由图3可知，ABS电磁阀支架在Y方向的最大应力为46.5MPa，低于其材料屈服强度，位于螺栓孔处。由图2和图4可知，ABS电磁阀支架在X方向和Z方向的最大应力分别为233.2MPa和295.4MPa，均位于减重孔边缘，均超过材料许用应力，不满足强度性能要求，需要对其进行优化改进。

5    重力场静强度分析

将横梁与ABS电磁阀支架相连的四个螺栓孔的所有自由度约束，对其Z方向施加4.0G重力场进行静态强度分析。如图5所示为该支架的应力分布云图，由图5可知其最大应力为118.6MPa，符合强度要求。

6    模态分析

将横梁与ABS电磁阀支架相连的四个螺栓孔的

所有自由度约束，对其进行模态分析。如图6所示为该支架的第一阶弯曲模态阵型图，其第一阶弯曲频率为28.8Hz，低于发动机怠速频率30.0Hz，不满足模态性能要求，需要对其进行优化。

7    优化分析

由于支架应力主要集中在减重孔附近，应增大其局部刚度，因此将孔的直径改成34mm，同时将孔向内侧偏移6mm，同时将支架厚度由2mm增厚至2.5mm，以提高其刚度性能，如图7所示，以此降低该位置的应力集中现象。

采用同样的频响分析方法对其优化方案进行强度计算，如图8、图9和图10分別为其优化方案的分别在X、Y和Z方向的应力云图，由图8～10可知，ABS电磁阀支架优化方案在X、Y和Z方向最大应力分别为174.2MPa、37.5MPa和218.5MPa，均低于材料屈服，较优化之前应力值分别下降了25.3%、19.4%和26%，至此提升了该支架的疲劳强度，优化之后能够满足强度性能要求。

采用同样的方法对其优化方案施加Z方向4.0G重力场进行静态强度分析，如图11所示为优化方案的应力分布云图，由图11可知，优化之后ABS电磁阀支架的最大应力为89.2MPa，低于材料屈服，应力值下降了29.4%，满足设计要求。

采用同样的方法对其优化方案进行模态分析。如图12所示为该支架优化方案的第一阶弯曲模态阵型图，其第一阶弯曲频率为33.6Hz，处于发动机怠速频率30.0Hz范围之外，符合模态性能要求。

第一阶弯曲模态阵型图

如表1所示，为ABS电磁阀支架优化前后对比分析结果，由表1 可知，该支架的强度性能和模态性能均有所提升，满足设计要求。

8    结论

基于频响应分析思想并且分别在X、Y和Z方向施加1.0g激励，对ABS电磁阀支架进行强度计算，其在X、Y和Z方向最大应力分别为233.2MPa、46.5MPa和295.4MPa，其中X和Z方向的强度性能不符合要求。通过对其施加Z方向4.0G重力场进行静态分析，其最大应力为118.6MPa。通过约束支架与横梁安装孔，对其进行约束模态分析，其第一阶弯曲频率为28.8Hz，超过发动机怠速频率，不符合模态性能。通过缩小减重孔的直径并且向内侧平移，优化之后该支架的频响分析强度分别为174.2MPa、37.5MPa和218.5MPa，较优化之前应力值分别下降了25.3%、19.4%和26%，满足强度性能要求。优化之后重力场静态强度应力值为89.2MPa。优化之后其第一阶弯曲频率为33.6Hz，满足模态性能要求。

参考文献：

[1]吴巍巍蜂窝拓扑结构的频响特性分析与优化[D].合肥：中国科学技术大学2015.

[2]周鑫，张冰蔚.基于Nastran的汽车前照灯振动性能分析[J].江苏科技大学学报（自然科学版），2017（1）：55-60.

[3]杨志卿，王良模，荣如松，等.基于Hypermesh的汽车驱动桥壳有限元分析与疲劳寿命预测[J].机械设计与制造，2012（5）：51-53.

[4]王珮琪，于蓬，章桐.基于Hypermesh的电动车动力总成部件模态仿真[J]煤矿机械，2017（10）：166-168.

[5]邓志强，彭卓凯，黄振邦.基于Nastran的防护板动力学分析[J].机械强度，2014（6）：944-948.

[6]李立友，李芳，袁旦.基于Nastran的汽车转向节危险工况有限元分析[J].机电工程，2010，27（3）38-40.