輪轂處邊界約束對(duì)扭力梁懸架系統(tǒng)低階模態(tài)的影響分析*

高繼東　李洪亮　王海洋（中國(guó)汽車技術(shù)研究中心，天津300300）

輪轂處邊界約束對(duì)扭力梁懸架系統(tǒng)低階模態(tài)的影響分析*

高繼東李洪亮王海洋
（中國(guó)汽車技術(shù)研究中心，天津300300）

以某車型后扭力梁懸架系統(tǒng)為研究對(duì)象，應(yīng)用有限元法研究輪轂處邊界約束強(qiáng)、弱對(duì)其低階模態(tài)頻率的影響規(guī)律。建立輪轂處由鋼制夾具約束的懸架系統(tǒng)有限元模型，計(jì)算其約束模態(tài)并與試驗(yàn)?zāi)B(tài)結(jié)果對(duì)比以驗(yàn)證模型的置信度。分析并比較輪轂處采用固定約束、鋼制夾具約束、木質(zhì)夾具約束以及彈性襯套約束4種方式的懸架系統(tǒng)約束模態(tài)頻率分布。結(jié)果表明，當(dāng)輪轂處邊界約束作用由強(qiáng)變?nèi)鯐r(shí)，懸架結(jié)構(gòu)的1階約束模態(tài)頻率增大，而2階約束模態(tài)頻率先減小后增大。

主題詞：扭力梁懸架系統(tǒng)輪轂邊界約束模態(tài)

1 前言

路面激勵(lì)經(jīng)懸架系統(tǒng)傳遞至車身引起振動(dòng)，嚴(yán)重時(shí)會(huì)削弱整車NVH性能［1～4］。近年來，扭力梁懸架系統(tǒng)因結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、性價(jià)比高等優(yōu)點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于中低端乘用車后懸架系統(tǒng)。

目前的工程實(shí)踐中，越來越多地采用有限元等仿真方法進(jìn)行懸架結(jié)構(gòu)模態(tài)的計(jì)算分析，其約束處理較難解決。為建立精確而高效的約束處理準(zhǔn)則，需要對(duì)約束影響規(guī)律進(jìn)行深入研究，有許多研究者進(jìn)行了卓有成效的探索。李欣冉［5］、何艷則等［6］建立了某型汽車剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型，針對(duì)橡膠襯套對(duì)懸架NVH性能的影響，以簧載質(zhì)量垂向加速度均方根值（RMS）為指標(biāo)，應(yīng)用DOE技術(shù)進(jìn)行了襯套靈敏度分析，結(jié)果表明扭力梁縱臂前端襯套Y向剛度對(duì)垂向振動(dòng)的影響最為靈敏；陳曉新等［7］也針對(duì)扭力梁懸架橡膠襯套進(jìn)行了靈敏度分析，其評(píng)價(jià)指標(biāo)考慮了車輛質(zhì)心處3個(gè)方向的振動(dòng)，結(jié)果表明減振器上端襯套Z向剛度以及扭力梁縱臂前端襯套X向和Z向剛度對(duì)車輛總體振動(dòng)情況的影響最為靈敏。這些研究成果對(duì)于襯套約束的正確處理具有指導(dǎo)意義。然而，對(duì)于施加在輪轂處的輪胎約束，由于輪胎自身結(jié)構(gòu)及動(dòng)態(tài)特性的復(fù)雜性，針對(duì)一般襯套約束的處理原則并不能很好地移植應(yīng)用。為擺脫這一被動(dòng)局面，需要研究輪轂處邊界約束對(duì)懸架結(jié)構(gòu)模態(tài)的影響規(guī)律。由于某車型的扭力梁懸架系統(tǒng)0～200 Hz頻率范圍內(nèi)的低階模態(tài)與車內(nèi)“轟鳴聲”密切相關(guān)，對(duì)整車NVH性能的不良影響尤為顯著，因此將研究范疇定位于0～200Hz的低階模態(tài)。

2 問題及研究步驟

圖1為某車型扭力梁懸架系統(tǒng)。以0～200 Hz頻率范圍內(nèi)的懸架結(jié)構(gòu)約束模態(tài)頻率分布作為描述懸架系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的重要參數(shù)，探究輪轂處邊界約束強(qiáng)、弱對(duì)其的影響。

圖1　某車型扭力梁懸架系統(tǒng)

具體研究步驟如下：

a.建立扭力梁懸架系統(tǒng)的有限元分析模型，計(jì)算鋼制夾具（各向同性高剛度）約束輪轂狀態(tài)下懸架系統(tǒng)的約束模態(tài)并將其與試驗(yàn)值對(duì)比以驗(yàn)證模型的置信度。

b.在模型中引入輪轂固定（剛性）約束、木塊夾具（各向異性次高剛度）約束以及彈性襯套（低剛度）約束并利用Nastran軟件計(jì)算3種約束狀態(tài)下懸架系統(tǒng)模態(tài)振型和頻率。

c.通過對(duì)比以上4種不同邊界約束狀態(tài)下懸架系統(tǒng)的約束模態(tài)頻率分布和振型，分析輪轂處邊界約束強(qiáng)、弱對(duì)扭力梁懸架系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的影響規(guī)律。

3 扭力梁懸架系統(tǒng)有限元建模及驗(yàn)證

3.1 模型參數(shù)獲取

橡膠襯套動(dòng)態(tài)特性受激振幅值和激振頻率的影響［8～9］。當(dāng)激勵(lì)頻率較高時(shí)，需要考慮襯套動(dòng)態(tài)特性以使模型與實(shí)際情況較好地吻合。分別采用MTS831.50彈性體試驗(yàn)臺(tái)和MTS832彈性體試驗(yàn)臺(tái)測(cè)量橡膠襯套平動(dòng)剛度和旋轉(zhuǎn)剛度。由于Hypermesh軟件中不能直接模擬橡膠襯套動(dòng)剛度特性曲線，為考慮彈性元件動(dòng)態(tài)特性對(duì)分析結(jié)果的影響，采用0～200 Hz頻率范圍內(nèi)橡膠襯套動(dòng)剛度RMS值來近似反映橡膠襯套的動(dòng)態(tài)特性。表1給出了不同安裝位置處襯套在0～200Hz頻率范圍內(nèi)的動(dòng)剛度RMS值。通過彈簧剛度特性試驗(yàn)臺(tái)測(cè)試懸架彈簧剛度特性以及安裝狀態(tài)下的預(yù)壓以便在模型中賦值，結(jié)果如表2所列。

表1　橡膠襯套動(dòng)剛度RMS值

表2　彈簧特性參數(shù)

3.2 懸架結(jié)構(gòu)約束模態(tài)試驗(yàn)

擬通過懸架結(jié)構(gòu)約束模態(tài)的仿真與試驗(yàn)分析結(jié)果對(duì)比來判斷有限元模型的置信度。為此，首先需進(jìn)行扭力梁懸架系統(tǒng)的約束模態(tài)試驗(yàn)。為排除輪胎的復(fù)雜影響以簡(jiǎn)化建模及驗(yàn)證，將拆掉輪胎后的輪轂直接固定在鋼制夾具上。在上述約束條件下，采用LMSTest.Lab噪聲與振動(dòng)測(cè)試分析系統(tǒng)測(cè)試扭力梁懸架系統(tǒng)的約束模態(tài)（0～200Hz），結(jié)果如表3和圖2所示。

表3　試驗(yàn)約束模態(tài)頻率分布

圖2　扭力梁懸架結(jié)構(gòu)約束模態(tài)試驗(yàn)振型

從表3和圖2中可以看出，扭力梁懸架系統(tǒng)1階約束模態(tài)振型是橫梁進(jìn)行上下彎曲振動(dòng)，2階約束模態(tài)振型是懸架從左側(cè)到右側(cè)進(jìn)行波浪式振動(dòng)。

3.3 模型建立與驗(yàn)證

采用Hypermesh軟件對(duì)扭力梁懸架三維模型抽取中性面，用平面代替原CAD中的三維模型。對(duì)中性面劃分網(wǎng)格并賦予45號(hào)鋼材料屬性及厚度參數(shù)，經(jīng)多次調(diào)試對(duì)比后確定有限元網(wǎng)格類型為四邊形或三角形殼單元，且網(wǎng)格尺寸為8mm，模型中共包含72 610個(gè)單元及80 882個(gè)節(jié)點(diǎn)，如圖3所示。

圖3　帶鋼制夾具的扭力梁懸架系統(tǒng)有限元模型

通過CBUSH單元模擬懸架與車身、懸架與減振器以及減振器與車身的襯套連接，剛度值為對(duì)應(yīng)的橡膠襯套動(dòng)剛度RMS值（此處使用襯套在0～200 Hz頻率范圍內(nèi)動(dòng)剛度RMS值作為襯套剛度，以簡(jiǎn)化計(jì)算）；建立RJOINT單元模擬減振器工作缸和活塞桿的運(yùn)動(dòng)關(guān)系；建立鋼制夾具模型約束輪轂。將模型提交Nastran2012軟件計(jì)算約束模態(tài)并與試驗(yàn)值對(duì)比，如表4和圖4所示。

表4　計(jì)算約束模態(tài)頻率與試驗(yàn)值對(duì)比

圖4　約束模態(tài)振型計(jì)算與試驗(yàn)值對(duì)比

由表4和圖4可見，計(jì)算與試驗(yàn)分析所得模態(tài)頻率的誤差在8.8%以內(nèi)；且在所關(guān)心頻帶范圍內(nèi)出現(xiàn)的低階（1階與2階）模態(tài)振型計(jì)算與試驗(yàn)分析結(jié)果也具有良好的一致性，說明模型精度能夠滿足后續(xù)分析研究的需要。

4 輪轂處約束強(qiáng)、弱對(duì)模態(tài)分布的影響規(guī)律

4.1 不同邊界約束的設(shè)置與實(shí)現(xiàn)

為研究輪轂處約束強(qiáng)、弱對(duì)懸架系統(tǒng)低階模態(tài)頻率分布的影響規(guī)律，引入4種強(qiáng)、弱不同的約束：鋼制夾具約束、輪轂固定約束、木塊約束以及彈性襯套約束。前文已詳細(xì)介紹對(duì)鋼制夾具約束的處理，此處針對(duì)其余3種約束進(jìn)行說明。

輪轂固定約束下懸架系統(tǒng)有限元模型如圖5所示。輪轂固定約束是在模型中通過剛性單元將輪轂與大地建立固定連接，相比于鋼制夾具，輪轂固定約束作用更強(qiáng)。第3種邊界約束（圖6）是在輪轂下方加入木塊夾具代替夾具約束懸架，模型中木塊與輪轂底部連接以模擬輪轂放置在木塊上，木塊下方與大地固定。相比剛性夾具，木塊對(duì)輪轂的約束較弱。第4種邊界約束是用彈性襯套約束輪轂即在模型中采用橡膠襯套將輪轂與大地建立連接，襯套剛度賦值為輪胎靜剛度值以模擬輪胎在靜平衡狀態(tài)下的剛度特性。相比于木塊夾具，橡膠襯套對(duì)輪轂的約束作用更弱，模型如圖7所示。

圖5　輪轂邊界固定約束有限元模型

圖6　輪轂邊界木塊約束有限元模型

圖7　輪轂邊界襯套約束有限元模型

4.2 影響規(guī)律分析

4種約束狀態(tài)下的懸架結(jié)構(gòu)有限元模態(tài)頻率分析結(jié)果如表5所列，對(duì)應(yīng)的模態(tài)振型如圖8和圖9所示。

表5　4種約束狀態(tài)下計(jì)算約束模態(tài)

圖8　4種約束狀態(tài)下計(jì)算模態(tài)1階振型

圖9　4種約束狀態(tài)下計(jì)算模態(tài)2階振型

將不同約束狀態(tài)下懸架系統(tǒng)同一振型對(duì)應(yīng)的計(jì)算約束模態(tài)頻率進(jìn)行比較，如圖10和圖11所示。

圖10　1階約束模態(tài)頻率隨約束強(qiáng)弱變化規(guī)律

圖11　2階約束模態(tài)頻率隨約束強(qiáng)弱變化規(guī)律

由圖10和圖11可知，隨著懸架輪轂處邊界約束作用的減弱，其懸架1階約束模態(tài)頻率呈上升趨勢(shì)，其中在輪轂固定及鋼制夾具狀態(tài)下，模態(tài)振動(dòng)幅值最大位置為扭力梁中部，而在木塊夾具及彈性襯套約束下，模態(tài)振動(dòng)幅值最大位置位于制動(dòng)鼓處；對(duì)于2階約束模態(tài)，輪轂在固定約束狀態(tài)下的懸架系統(tǒng)頻率遠(yuǎn)高于夾具、木塊以及襯套約束狀態(tài)下的系統(tǒng)頻率，并且當(dāng)輪轂處約束作用逐漸變?nèi)鯐r(shí)，懸架系統(tǒng)2階模態(tài)頻率有所下降，但隨著約束繼續(xù)減弱，2階模態(tài)頻率又有增加的趨勢(shì)。因此，可以通過調(diào)節(jié)懸架輪轂處邊界約束強(qiáng)弱來改變懸架結(jié)構(gòu)約束模態(tài)頻率分布。

5 結(jié)束語

a.采用鋼制夾具約束輪轂位置并考慮橡膠襯套動(dòng)剛度特性后建立的有限元模型，其計(jì)算約束模態(tài)與試驗(yàn)約束模態(tài)的頻率誤差在8.8%以內(nèi)，此約束狀態(tài)下的模型精度較高。

b.輪轂處邊界約束的強(qiáng)、弱對(duì)懸架結(jié)構(gòu)模態(tài)具有“移頻”效果，隨著輪轂處邊界約束作用由強(qiáng)變?nèi)酰瑧壹芟到y(tǒng)1階模態(tài)頻率不斷增大，2階模態(tài)頻率不斷減小。但隨著邊界約束作用繼續(xù)減弱，懸架系統(tǒng)2階模態(tài)頻率有增加的趨勢(shì)。

1陳無畏，李欣冉，陳曉新，等.車輛懸架中高頻動(dòng)態(tài)分析與橡膠襯套剛度優(yōu)化.農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)，2011，10：25～29.

2郝耀東.基于懸架系統(tǒng)的汽車NVH性能研究：［學(xué)位論文］.長(zhǎng)沙：湖南大學(xué)，2013.

3陳曉新.基于剛?cè)狁詈系恼噭?dòng)力學(xué)建模與懸架隔振性能分析：［學(xué)位論文］.合肥：合肥工業(yè)大學(xué)，2010.

4李欣冉，陳曉新，王家恩，等.橡膠襯套對(duì)汽車懸架系統(tǒng)NVH性能影響研究.合肥工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào)（自然科學(xué)版），2012（5）：581～584，643.

5李欣冉，陳無畏，陳曉新.基于剛?cè)狁詈夏Ｐ偷膽壹躈VH性能研究.中國(guó)機(jī)械工程，2014（7）：978～983.

6何艷則.基于多體動(dòng)力學(xué)的轎車扭轉(zhuǎn)梁懸架運(yùn)動(dòng)學(xué)及NVH特性下的參數(shù)匹配優(yōu)化研究：［學(xué)位論文］.合肥：合肥工業(yè)大學(xué)，2009.

7李欣冉，陳曉新，王家恩，等.橡膠襯套對(duì)汽車懸架系統(tǒng)NVH性能影響研究.合肥工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào)（自然科學(xué)版），2012（5）：581～584，643.

8陳茜.橡膠襯套動(dòng)靜態(tài)力學(xué)行為研究：［學(xué)位論文］.重慶：重慶理工大學(xué)，2014.

9杜艷霞，程建忠.一種基于參數(shù)化模型的彈性元件動(dòng)剛度辨識(shí)方法.機(jī)械強(qiáng)度，2012（4）：495～499.

（責(zé)任編輯晨曦）

修改稿收到日期為2016年2月1日。

Effect Analysis ofW heel Hub Boundary Constraints on the Low-order M odal of Torsion Beam Suspension System

Gao Jidong，LiHongliang，Wang Haiyang
（China Automotive Technology&Research Center，Tianjin 300300）

【Abstract】With the rear torsion beam suspension system of a vehicle as research object，we use finite element method to research the influence law of strong and weak wheel hub boundary constraint on the low ordermodal frequency. We first establish the finite elementmodel of the suspension system constrained by steel clamp at the hub，calculating the constraintmodal and compare with the experimentalmodal analysis results，to verify the confidence level of themodel.On this basis，we analyze and compare the suspension system constraintmodal frequency distribution of the hub that uses fixed constraint，steel clamp constraint，wooden fixtures constraints and elastic sleeve constraint，the results show that when the wheel hub boundary constraint decreases，themodal frequency of suspension’s first-order constraint increases，whereas that of the second-order constraints decreases firstly，then increases.

Torsion beam suspension system，W heelhub boundary constraints，M odal

U463.21

A

1000-3703（2016）08-0027-04

天津市重點(diǎn)項(xiàng)目（14TXSYJC00457）資助。