吳云飛

(本特勒投資(中國(guó))有限公司，上海 201800)

0 引言

前副車架是連接車身和車輪的中間裝置，起支撐、隔振以及提高懸架剛度的作用。汽車前副車架是汽車各大總成的載體，是重要的受力部件。前副車架工作時(shí)要承受扭轉(zhuǎn)、彎曲等多種載荷產(chǎn)生的彎矩和剪切力，在實(shí)際行車過(guò)程中，副車架還要受到來(lái)自路面的激勵(lì)和發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)，設(shè)計(jì)中除了要有足夠的強(qiáng)度、足夠的抗彎剛度和合適的扭轉(zhuǎn)剛度保證汽車對(duì)路面不平度的適應(yīng)性外，合理的振動(dòng)特性也是十分重要的，以避免汽車在使用過(guò)程中各部件之間產(chǎn)生共振，導(dǎo)致某些部件的早期損壞，降低汽車的使用壽命，影響乘客駕乘的舒適性。因此，前副車架模態(tài)要求在汽車設(shè)計(jì)中是非常重要的。前副車架的模態(tài)與發(fā)動(dòng)機(jī)常用轉(zhuǎn)速下的激勵(lì)頻率很接近時(shí)，副車架與發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)頻率發(fā)生共振，整車便會(huì)產(chǎn)生轟鳴聲，影響整車的NVH值，降低汽車的使用壽命，影響乘客的舒適性。而如何科學(xué)地定義前副車架的模態(tài)目標(biāo)值是研究的重點(diǎn)。

副車架的模態(tài)分析國(guó)內(nèi)外很早就已經(jīng)開(kāi)展了。汽車行駛過(guò)程中，副車架承受多種激勵(lì)，其中包含汽車行駛時(shí)路面的激勵(lì)、發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速不平衡慣性力等等。當(dāng)外界的激勵(lì)頻率與副車架固有頻率接近時(shí)，就會(huì)發(fā)生共振現(xiàn)象。當(dāng)副車架與外界激勵(lì)發(fā)生共振時(shí)，振動(dòng)會(huì)傳遞到車身內(nèi)，從而影響客戶駕駛的舒適性。最重要的是共振會(huì)縮短副車架及相關(guān)零部件的使用壽命[1]。要避免副車架發(fā)生共振，需要對(duì)副車架模態(tài)進(jìn)行分析，了解其結(jié)構(gòu)的基本模態(tài)參數(shù)，從而來(lái)指導(dǎo)副車架的開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)，使副車架的模態(tài)特性避開(kāi)路面和發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)頻率。

早在1999年鄭惠強(qiáng)和陳鵬程[2]對(duì)桑塔納2000車型的前副車架進(jìn)行了采用錘擊激勵(lì)法和白噪聲激勵(lì)法進(jìn)行副車架的模態(tài)試驗(yàn)，提取了該轎車副車架的固有模態(tài)，這個(gè)試驗(yàn)結(jié)果對(duì)有限元法分析轎車副車架的固有模態(tài)具有重要的意義，為副車架設(shè)計(jì)中模態(tài)目標(biāo)值指明了方向。

2003年史科駿和靜波[3]引入現(xiàn)代測(cè)試技術(shù)和模態(tài)分析方法分析了副車架模態(tài)，獲得前14階模態(tài)頻率。

然而目前國(guó)內(nèi)外對(duì)于副車架模態(tài)的分析和研究都只是簡(jiǎn)單的計(jì)算副車架的自由模態(tài)[4-15]，也有一些研究已經(jīng)意識(shí)到這個(gè)問(wèn)題，開(kāi)始進(jìn)行了一些約束模態(tài)方面的研究[16-17]，但也僅僅只是簡(jiǎn)單地約束1～6自由度的計(jì)算，并沒(méi)有與副車架在整車狀態(tài)下的模態(tài)值進(jìn)行對(duì)比分析，分析約束條件的相關(guān)性，從而來(lái)確定邊界約束條件是否合理。

早期設(shè)計(jì)中設(shè)計(jì)人員關(guān)注的是前副車架的自由模態(tài)或者是剛性約束模態(tài)高于發(fā)動(dòng)機(jī)常用轉(zhuǎn)速下的激勵(lì)頻率，但是實(shí)際車輛使用過(guò)程中發(fā)現(xiàn)車輛仍存在前副車架與發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)頻率共振的問(wèn)題。研究發(fā)現(xiàn)前副車架的模態(tài)值需要定義的是整車安裝狀態(tài)下的目標(biāo)值，同時(shí)文中對(duì)如何提高副車架的模態(tài)值進(jìn)行了重點(diǎn)的研究。

1 前副車架模態(tài)分析

有限元法基本理論在模態(tài)分析中通常是把結(jié)構(gòu)離散成有限的相互彈性連接的剛體，即看做由質(zhì)點(diǎn)、彈簧和阻尼器等組成的結(jié)構(gòu)系統(tǒng)，從而將無(wú)限自由度的零件結(jié)構(gòu)轉(zhuǎn)化為有限個(gè)自由度的系統(tǒng)。所以模態(tài)分析的基本理論本質(zhì)上就是把無(wú)限自由度的彈性連續(xù)體簡(jiǎn)化為有限自由度單元的集合。

假定結(jié)構(gòu)離散為自由度為n的系統(tǒng)，則該系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)微分方程為：

(1)

式中:[M]為質(zhì)量矩陣;[C]為阻尼矩陣;[K]為剛度矩陣;{X}=[X1,X2, …，Xn]T為廣義坐標(biāo)。

根據(jù)阻尼模型的不同，分為：無(wú)阻尼系統(tǒng)、比例阻尼系統(tǒng)、結(jié)構(gòu)阻尼系統(tǒng)、黏性阻尼系統(tǒng)，對(duì)于無(wú)阻尼自由系統(tǒng)方程簡(jiǎn)化為：

(2)

設(shè)方程(2)具有如下形式的解：

[x]={X}sin(ωt+φ)

(3)

式中:{X}為振幅向量，將式(3)對(duì)時(shí)間求兩次導(dǎo)，得到廣義加速度向量

(4)

將式(3)和式 (4)代入式(2)得：

([K]-ω2[M]){X}=0

(5)

式(5)是一個(gè)以振幅向量{X}為未知數(shù)的齊次線性方程組，其中[M]、[K]均為已知矩陣，根據(jù)線性代數(shù)理論式，式(5)有非零解的充要條件為其系數(shù)行列式為零，即：

|[K]-ω2[M]|=0

(6)

ω1≤ω2≤ω3≤…≤ωn

(7)

([K]-ω2[M]){φ}=0

(8)

這個(gè)特征向量就是結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的振型向量。

2 某轎車前副車的模態(tài)分析結(jié)果

2.1 副車架自由模態(tài)

此副車架的一階自由模態(tài)表現(xiàn)為XY平面內(nèi)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，其固有頻率為174 Hz，如圖1所示。

圖1 副車架的一階自由模態(tài)

2.2 副車架全約束模態(tài)

此副車架的一階全約束模態(tài)值為251 Hz，后安裝孔部位振動(dòng)很大，可以看出薄弱區(qū)域在副車架后端，如圖2所示。

圖2 副車架的一階全約束模態(tài)

2.3 副車架半約束模態(tài)

此副車架的一階半約束模態(tài)值為113 Hz，如圖3所示。與自由模態(tài)和全約束模態(tài)值差異較大,但與整車計(jì)算模態(tài)值很接近。

圖3 副車架的一階半約束模態(tài)

2.4 副車架整車計(jì)算模態(tài)

此副車架帶白車身?xiàng)l件下CAE計(jì)算模態(tài)值為115 Hz，如圖4所示。與副車架半約束模態(tài)值結(jié)果很接近。所以如果項(xiàng)目前期還沒(méi)有完整的白車身數(shù)據(jù)時(shí)，可以近似地以半約束的條件來(lái)計(jì)算副車架的模態(tài)值，這樣才更接近實(shí)際的工程值。當(dāng)然可能每個(gè)不同結(jié)構(gòu)的副車架不一樣，需要針對(duì)具體案例具體分析約束邊界條件。

圖4 副車架帶車身模態(tài)值

2.5 副車架試驗(yàn)測(cè)試模態(tài)

此副車架的試驗(yàn)測(cè)試模態(tài)值為110 Hz，與半約束模態(tài)值和帶白車身計(jì)算的模態(tài)值很接近，如圖5所示。由于副車架的模態(tài)值只有110 Hz，而實(shí)際工程中整車確實(shí)存在NVH問(wèn)題，車內(nèi)噪聲在3 200～3 700 r/min和3 900～4 100 r/min內(nèi)分別存在兩個(gè)噪聲的共振區(qū)，其峰值分別出現(xiàn)在3 527 r/min和4 013 r/min，對(duì)應(yīng)振動(dòng)頻率在106～120 Hz之間。

圖5 副車架試驗(yàn)測(cè)試模態(tài)

通過(guò)對(duì)副車架模型進(jìn)行自由模態(tài)分析、全約束分析、半剛性約束分析和在整車下的分析的結(jié)果比較，發(fā)現(xiàn)不能單純地以自由模態(tài)和全約束模態(tài)作為實(shí)際工程的結(jié)果。副車架是裝配在車身上的，有一定的約束邊界，即使副車架的自由模態(tài)或者約束模態(tài)很高，滿足目標(biāo)要求，如果車身剛度不足，也會(huì)導(dǎo)致副車架裝配在車身上后有模態(tài)問(wèn)題。文中通過(guò)這幾種不同計(jì)算結(jié)果的比較發(fā)現(xiàn)此項(xiàng)目副車架在半剛性約束的模態(tài)值與在整車情況下的模態(tài)值很接近。在整車的開(kāi)發(fā)過(guò)程中，前期車身數(shù)據(jù)還不完善，或者完全還沒(méi)有車身數(shù)據(jù)，這時(shí)候可以用半剛性約束的方式來(lái)計(jì)算副車架的模態(tài)，或者通過(guò)前期定義的車身安裝點(diǎn)剛度值來(lái)作為邊界約束計(jì)算副車架的模態(tài)，這樣的計(jì)算結(jié)果才更接近實(shí)際裝配狀態(tài)下的模態(tài)值。當(dāng)后期車身數(shù)據(jù)完善后，再用帶車身的邊界條件下進(jìn)行計(jì)算，然后與前期結(jié)果進(jìn)行對(duì)比和驗(yàn)證。

3 前副車架模態(tài)問(wèn)題優(yōu)化

3.1 增加動(dòng)力吸振器

由于項(xiàng)目已經(jīng)在工程開(kāi)發(fā)晚期，整體的副車架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和懸置布置都不能做大得更改和調(diào)整。而在設(shè)計(jì)的后期，一種普遍應(yīng)用的方法是在共振的部件上增加阻尼減振器，來(lái)隔離該轉(zhuǎn)速范圍的振動(dòng)模態(tài)。因此首先選擇的方案是在副車架上安裝阻尼減振器，圖6為減振器設(shè)計(jì)方案。

圖6 減振器設(shè)計(jì)方案

加上動(dòng)力吸振器后，原系統(tǒng)改變?yōu)槎杂啥认到y(tǒng)，原系統(tǒng)的大峰值大大降低，在旁邊出現(xiàn)兩個(gè)小峰值，如圖7所示。從能量守恒上來(lái)說(shuō)，動(dòng)力吸振器的振動(dòng)吸收了一部分振動(dòng)能量，從而減少了受振體受到的振動(dòng)。

圖7 阻尼減振器隔離部件振動(dòng)模態(tài)曲線

根據(jù)副車架的模態(tài)測(cè)試結(jié)果，如圖8所示，該副車架約束狀態(tài)下的一階模態(tài)為一種彎扭結(jié)合的振動(dòng)形式，其振動(dòng)位移最大位置接近副車架中間位置，在此位置布置阻尼減振器最佳。但是由于空間和焊接以及安裝工藝上的限制，動(dòng)力吸振器的最終布置方案圖如圖9所示。

圖8 副車架模態(tài)振型

圖9 動(dòng)力吸振器在副車架的布置位置

然而在設(shè)計(jì)驗(yàn)證過(guò)程中，由于布置方式并不在最理想的中間位置的原因，加上副車架自身模態(tài)振型的復(fù)雜性和共振區(qū)域覆蓋的頻率范圍過(guò)寬，需要相當(dāng)質(zhì)量的垂直阻尼減振器以及非常講究的布置位置才能起到應(yīng)有的效果。這一方案在實(shí)際驗(yàn)證過(guò)程中的效果反反復(fù)復(fù)，因此該方案最終被取消。

3.2 提高副車架的剛度

另外一個(gè)方案是提高副車架的剛度，改變其模態(tài)頻率，從而避開(kāi)此轉(zhuǎn)速范圍的共振。此方案的驗(yàn)證需要CAE分析和試驗(yàn)驗(yàn)證緊密結(jié)合，根據(jù)實(shí)際的副車架的結(jié)構(gòu)，提出了3種加強(qiáng)的方案，其CAE分析結(jié)果和實(shí)驗(yàn)結(jié)果見(jiàn)表1。

表1 副車架各個(gè)優(yōu)化方案分析結(jié)果

從CAE分析結(jié)果上得到有價(jià)值的信息，首先需要有高質(zhì)量的有限元模型，并且能模擬與真實(shí)情況的非常接近的邊界條件。對(duì)于副車架從自由模態(tài)分析的結(jié)果來(lái)看，副車架CAE分析結(jié)果一階自由模態(tài)為174 Hz，實(shí)驗(yàn)測(cè)試副車架自由模態(tài)值為176 Hz，CAE分析的結(jié)果和實(shí)際測(cè)試還是比較接近的，說(shuō)明副車架有限元模型質(zhì)量是符合要求的。但是約束模態(tài)的CAE結(jié)果和實(shí)驗(yàn)測(cè)試結(jié)果出現(xiàn)了較大的差別，CAE結(jié)果為251 Hz，實(shí)車上測(cè)試結(jié)果為110 Hz。其原因就在于邊界條件的模擬未能和實(shí)際情況一致。如果要得到非常準(zhǔn)確的CAE分析結(jié)果，則需要建立副車架周圍區(qū)域車身的有限元模型，并需要經(jīng)過(guò)多次分析調(diào)整，才能得到比較精確的分析結(jié)果。而在項(xiàng)目工程中往往沒(méi)有大量的時(shí)間進(jìn)行建模分析，且在項(xiàng)目前期也沒(méi)有較完整的車身數(shù)據(jù)，這樣可以通過(guò)調(diào)整邊界點(diǎn)的約束自由度來(lái)模擬車身的變形，調(diào)整使得分析的結(jié)果接近試驗(yàn)值，從而得到可以進(jìn)行比較的邊界條件。通過(guò)釋放部分約束點(diǎn)的自由度，得到了表1中半約束下的副車架模態(tài)分析結(jié)果，與試驗(yàn)測(cè)試值較為接近，因此可以以此為基礎(chǔ)對(duì)后續(xù)的更改方案進(jìn)行對(duì)應(yīng)的模擬分析。

經(jīng)過(guò)CAE分析的結(jié)果和實(shí)際工藝可行性的篩選，對(duì)副車架方案1、方案2、方案3進(jìn)行了手工樣件試制。方案2雖然CAE分析結(jié)果最好，需要重新開(kāi)發(fā)模具，損失最大，而且增重最多。方案3手工件實(shí)施效果很好，但是實(shí)際其外觀和工藝上不可行，簡(jiǎn)單的工字型方鋼結(jié)構(gòu)不能用于實(shí)際的工程開(kāi)發(fā)。方案1采用后，3 200 r/min的轟鳴聲消失了，對(duì)應(yīng)整車5擋120 km/h的時(shí)速的轟鳴聲則被上移到更高的車速，基本上也達(dá)到預(yù)期的目標(biāo)，且只是左右兩邊各增加一個(gè)加強(qiáng)支架，設(shè)計(jì)變更的成本不是很高，因此副車架加強(qiáng)最終采用了方案1，這個(gè)方案也可以實(shí)際運(yùn)用到量產(chǎn)件上的，如圖10所示，在左右后安裝孔部位各增加一個(gè)加強(qiáng)板結(jié)構(gòu)(矩形框內(nèi)顯示部位)。

圖10 方案4最終的加強(qiáng)板結(jié)構(gòu)

4 結(jié)束語(yǔ)

文中計(jì)算了前副車架在自由狀態(tài)下、全約束狀態(tài)下、半約束狀態(tài)下、整車狀態(tài)下的模態(tài)頻率，然后針對(duì)分析結(jié)果與實(shí)際整車下的模態(tài)值比較，提出了較為合理的邊界約束條件下的模態(tài)分析方法以更加接近前副車架在整車下的實(shí)際狀態(tài)。同時(shí)針對(duì)此前副車架整車實(shí)測(cè)模態(tài)偏低與發(fā)動(dòng)機(jī)常用轉(zhuǎn)速下產(chǎn)生共振，實(shí)車在加速過(guò)程中3 000～4 000 r/min之間存在轟鳴聲，針對(duì)此問(wèn)題，進(jìn)行了相關(guān)的優(yōu)化方案分析，最終解決了這個(gè)問(wèn)題，為今后的其他副車架的工程開(kāi)發(fā)改進(jìn)設(shè)計(jì)提供相關(guān)的參考。