某車副車架有限元分析與改進

廖抒華，張旭，劉利

(1.廣西科技大學汽車與交通學院，廣西柳州 545000;2.廣東海洋大學，廣東湛江 524000)

某車副車架有限元分析與改進

廖抒華1，張旭1，劉利2

(1.廣西科技大學汽車與交通學院，廣西柳州 545000;2.廣東海洋大學，廣東湛江 524000)

針對副車架安裝狀態實驗模態與仿真約束模態誤差太大，用車身安裝點處局部動剛度導入彈性單元替代剛性約束的方法對模型進行修改，有限元模型精度得到改善，模態誤差減少到可接受范圍。在修正模型基礎上，對副車架上關鍵點動剛度進行分析與改進，使動剛度不足的安裝點滿足目標要求，改善了安裝點的動剛度特性，使副車架的結構更趨合理。

副車架；模型修正；模態；動剛度

0 引言

轎車副車架作為車橋與懸架的支撐，也是發動機的重要承載單元。在車輛行駛過程中，副車架對來自路面的隨機載荷和發動機的振動載荷進行衰減和隔離[1]。

通過模態性能分析，可以得出副車架結構的固有頻率和固有振型，進而分析其動態響應頻率，避免共振現象的產生[2-3]。副車架自身的結構設計及其與安裝件的連接強度對車輛的舒適性和行駛平順性有重要的影響[4]。副車架需要滿足局部動剛度的要求，一些關鍵點(發動機后懸置安裝點、擺臂安裝點等)是向車身傳遞振動的主要來源，對車身的振動和疲勞破壞有重要影響,因此，分析這些關鍵點的動剛度具有重要意義[5]。

1 副車架模態分析

1.1 副車架有限元模態

將在CATIA中建立的副車架幾何模型導入HyperMesh中進行前處理，對該模型采用殼單元進行網格劃分。整個模型有12 786個節點，四邊形Quad單元11 658個，Tria三角形單元458個，占殼單元3.8%。對網格質量進行檢查，Comp.QI值為0.03，小于工程要求Comp.QI值0.1，網格質量較好。將實際厚度和材料屬性賦予網格，材料屬性如表1所示。

表1 材料參數表

在該副車架中，有一些關鍵點，例如發動機懸置點、副車架安裝點和擺臂安裝點等，對這些點通過RBE2單元與孔周圍的節點相連[6]。根據實車安裝，在與車身連接處建立全約束。建立的副車架有限元仿真模型如圖1所示。運用Radioss求解器進行模態求解，前兩階約束模態頻率和振型如表2所示。

圖1 副車架有限元仿真模型

表2 約束模態頻率和振型

1.2 副車架實驗模態

副車架模態測試利用LMS Test.Lab中的Impact Testing模塊，測試采用單輸入多輸出的方式。副車架模態測試主要包括測試點的選取、建模、錘擊激勵、采集數據和結果分析處理等。根據傳感器的布置，建立的測試模型如圖2所示。

圖2 測試模型圖

為提高測試精度，力錘應選用尼龍頭，對每個測點在3個方向采樣。通過測試結果分析處理，得到各階模態頻率和振型，與仿真模態對比如表3所示。

表3 仿真和測試結果對比

對比有限元仿真模態與實驗模態，發現兩者誤差較大，1階模態頻率誤差值為97.1%，2階模態頻率為45.8%。由于誤差太大，需要對模型進行修改。

2 副車架模型修正

該車的副車架通過螺栓等與車身剛性連接在一起，但由于車身連接位置的剛度較低，不宜將車身邊界視為剛性約束?；诟避嚰苘嚿磉吔绲漠斄糠椒ǖ乃枷隱7]，此處車身與副車架連接位置的邊界條件可用車身安裝點處局部動剛度導入彈性單元來模擬[8]。對車身安裝點局部進行動剛度錘擊測試，在設置里面勾選Dynamic Stiffness，得到連接位置的動剛度，然后將動剛度值導入彈性單元，模擬副車架的邊界條件。4個安裝點處的動剛度值如表4所示。

表4 安裝點處的動剛度值 N·mm-1

將修正后的有限元模型重新遞交給Radioss求解，得到各階模態頻率和振型。有限元各階模態與實驗模態對比如表5所示。

表5 模態對比

由表5可得，副車架有限元模型采用彈性約束后，與實驗值的誤差減小，處于可接受范圍。相比較剛性約束有限元模型已經有很大改善。由于副車架在實際裝車狀態下除了4個安裝點與車身相連之外，擺臂、轉向機殼體、橫向穩定桿、后懸置等都通過不同的方式與副車架相連，所以仿真計算出來的結果與實車狀態下的實驗結果難免會存在一些誤差。

3 安裝點動剛度分析

在該副車架中有一些關鍵點，例如發動機后懸置點(1個)、擺臂安裝點(左擺臂前安裝點，左擺臂后安裝點，右擺臂前安裝點，右擺臂后安裝點，共4個)等。為了保證副車架有良好的隔振性能，對發動機后懸置安裝點、擺臂安裝點進行原點動剛度(Input Point Inertance，IPI)分析。經分析后發現，上述各安裝點X、Y向均達到了目標要求，而Z向動剛度沒有達到目標要求，因此重點關注Z向。Z向各點動剛度曲線如圖3所示。

圖3 安裝點Z向動剛度曲線

由圖3可知：后懸置安裝點Z向、左擺臂前安裝點Z向、右擺臂安裝點Z向不滿足目標要求，左擺臂后安裝點Z向與右擺臂后安裝點Z向基本滿足目標要求。

4 改進方案

動剛度考慮的是在所關注的頻率范圍內該接附點局部區域的剛度水平。動剛度不足會引起更大的噪聲與振動，因此，該性能指標對整車的NVH性能有較大的影響；同時也會對車身結構件的疲勞壽命產生十分不利的影響。因此主要要針對后懸置安裝點Z向、左擺臂前安裝點Z向、右擺臂前安裝點Z向動剛度不足的問題采取改進方案。

為保證必要的車身結構強度與剛度指標，一般的模態參數修改方案是將結構的低階模態提高到一定水平。比如結構某一處結構變形較大，可通過加加強筋、加凸臺、做翻邊、增加厚度等方式改善[9]。

通過分析發現副車架約束狀態下前兩階模態，副車架與車身連接的兩個前安裝點處的支撐件變形較大，因此對該處進行加強。改進措施如下：增加左、右兩個支撐的厚度，原壁厚為2 mm，改進方案增加到3 mm；然后在兩個支撐彎處各加一個加強肋，厚度為2 mm，如圖4所示。

圖4 改進方案

改進后，副車架一階模態頻率提高到164 Hz，二階模態提高到200 Hz，后懸置安裝點Z向、左擺臂前安裝點Z向、右擺臂安裝點Z向動剛度曲線如圖5所示，實線為改進前動剛度，虛線為改進后動剛度。由圖可知，結構改進后，后懸置安裝點Z向、左擺臂前安裝點Z向、右擺臂安裝點Z向動剛度基本滿足目標要求，較改進前已有很大改善。

圖5 改進后Z向動剛度對比

5 結束語

通過副車架仿真前兩階模態與實驗前兩階模態對比，發現兩者誤差較大。副車架通過螺栓等與車身剛性連接在一起，但由于車身連接位置的剛度較低，不宜將車身邊界視為剛性約束，因此對仿真有限元模型邊界條件進行修正，將車身安裝點處局部動剛度導入彈性單元替代剛性約束。通過模型修正，仿真值與實驗值誤差減小至可接受范圍。在修正后的模型基礎上，對副車架關鍵安裝點進行動剛度分析，針對動剛度不足的問題對副車架進行結構改進，使動剛度不足的安裝點滿足目標要求。

[1]鐘煥祥,唐勝男,姚玉麗.基于有限元法的副車架模態分析[J].汽車零部件,2014(6):49-51.

ZHONG H X,TANG S N,YAO Y L.Modal Analysis of the Subframe Based on Finite Element Method[J].Automobile Parts,2014(6):49-51.

[2]司景萍,韓璐,任慶霜.基于ANSYS的自卸車副車架結構模態分析[J].內蒙古工業大學學報(自然科學版),2011,30(3):328-333.

SI J P,HAN L,REN Q S.Modal Analysis of Structure of the Sub-frame of Dump Truck Based on ANSYS[J].Journal of Inner Mongolia University of Technology(Natural Science Edition),2011,30(3):328-333.

[3]林吉靚,朱峰.YJ3128型自卸車副車架有限元分析及優化設計[J].煤礦機械,2011,32(8):29-31.

LIN J J,ZHU F.Finite Element Analysis and Optimal Design for YJ3128 Dump Truck’s Sub-frame[J].Coal Mine Machinery,2011,32(8):29-31.

[4]宋海生,史文庫,郭福祥,等.基于車地板振動控制的副車架分析與優化[J].汽車工程,2010,32(7):601-604，610.

SONG H S,SHI W K,GUO F X,et al.Analysis and Optimization of Subframe Based on Floor Vibration Control[J].Automotive Engineering,2010,32(7):601-604，610.

[5]隋允康,杜家政,彭細榮.MSC.Nastran有限元動力分析與優化設計實用教程[J].北京:科學出版社,2004:39-164.

[6]李春勝，黃德彬.機械工程材料手冊:上冊[M]．北京:電子工業出版社，2006:154-169．

[7]陳達亮,李洪亮,顧燦松,等.副車架系統邊界約束對計算模態分析精度的影響研究[J].汽車技術,2016(4):27-30.

CHEN D L,LI H L,GU C S,et al.The Effect of Subframe System Boundary Constraints on the Accuracyof Computational Modal Analysis[J].Automobile Technology,2016(4):27-30.

[8]高繼東,陳達亮,李洪亮,等.乘用車副車架計算模態分析邊界當量方法研究[J].汽車技術,2016(2):42-44，54.

GAO J D,CHEN D L,LI H L,et al.Investigation Conditions on Equivalent Method of Front Subframe Boundary of Passenger Car for Computational Modal Analysis[J].Automobile Technology,2016(2):42-44，54.

[9]張平,雷雨成,高翔,等.轎車車身模態分析及結構優化設計[J].汽車技術,2006(4):5-9.

ZHANG P,LEI Y C,GAO X,et al.The Modal Analysis and Optimum Structure Design of Passenger Car Body[J].Automobile Technology,2006(4):5-9.

FiniteElementAnalysisandImprovementforaVehicleSubframe

LIAO Shuhua1,ZHANG Xu1, LIU Li2

(1.College of Automobile and Transportation, Guangxi University of Science and Technology,Liuzhou Guangxi 545000,China; 2.Guangdong Ocean University,Zhanjiang Guangdong 524000,China)

The error between the experimental mode and the simulation constraint mode of the subframe under installation state was too large. The model was modified by using the local dynamic stiffness of the vehicle body to replace the rigid restraint. The precision of the finite element model was improved, modal error was reduced to acceptable range. On the basis of the modified model, the key points dynamic stiffness analysis and improvement for the subframe were made.The installation points with insufficient dynamic stiffness meet the target requirements, the dynamic stiffness characteristics of the installation points are improved, the structure of the subframe is more reasonable.

Subframe; Model correction; Mode; Dynamic stiffness

2017-09-20

廖抒華(1960—)，男，碩士，教授，主要研究方向為車輛系統動力學及其控制。E-mail：liaohsh60@163.com。

10.19466/j.cnki.1674-1986.2017.12.011

U46

A

1674-1986(2017)12-046-04