某汽車副車架NVH性能分析

陳雙喜 袁德文 張紅業

摘 要： 本文主要利用有限元理論對某汽車的副車架結構進行建模，并分析副車架的自由模態等NVH性能，然后根據分析結果進行結構優化，確保不會與各激振頻率發生共振，且副車架強度滿足要求，同時要做到重量最輕和成本最低。

關鍵詞： 汽車；副車架；NVH性能；模態

隨著汽車技術的不斷發展，用戶對汽車的要求不僅僅局限于代步工具或運輸工具，對NVH整車舒適性也有了更高的要求。汽車行駛時，用戶隨時隨地都能感受到振動噪聲，其對NVH性能敏感度非常高，所以NVH性能是汽車非常重要的商品性之一，也是體現主機廠競爭力的核心技術之一。

1副車架的組成

汽車副車架是底盤重要的承載零件，主要支撐懸架、轉向、動力總成等系統，同時衰減由路面、發動機及傳動系統產生的振動激勵噪聲。副車架結構復雜，如圖1所示為某汽車前副車架，是典型的蝶形副車架結構，主要由上板、下板、擺臂安裝支架及車身安裝塔座組成。

2.NVH及有限元理論簡介

2.1 NVH概述

NVH主要包括三部分：振動、噪聲以及聲振粗糙度。不同的車型以及不同的企業對于汽車NVH性能的評價方法和評價標準存在差異，但是一般都是按照主觀評價和客觀評價兩個方面進行。客觀評價指的是利用專門的儀器以及專門的模擬方法來對汽車內部的噪聲情況進行檢測分析，判斷車內的NVH水平。主觀評價指的是汽車使用人員直接乘坐測試車輛，通過主觀感受進行打分評價汽車的NVH水平。

對于汽車的振動噪聲而言，要想進行噪聲傳遞需要包括完整的三部分：噪聲源、振動傳遞以及噪聲發射。汽車的發動機、傳動系統等部分均是噪聲源，車輛行駛過程中亦會產生風噪和胎噪。其中主要的噪聲源是發動機和傳動系統，最終振動噪聲會傳遞給車內駕駛員和乘客。

2.2有限元理論

有限元理論是在數學理論以及工程理論綜合的基礎上發展起來的，有限元理論是借助相關技術將求解區域進行離散，最終離散為有限個按照特定方式排列的組合體，借助有限元理論能夠構造幾何性質復雜的模型。利用有限元理論可以利用單元內的近似函數進行優化表征全求解域中的其他部分函數。

3.副車架建模及NVH性能分析

3.1副車架建模

我們采用有限元分析軟件進行副車架模型的搭建，副車架結構屬于板金沖壓件，所以采用二維殼單元進行網格劃分。為進行網格劃分，采用Hypermesh軟件中的automesh模塊進行分析，在劃分中采用混合劃分的方法進行，網格的單元邊長確定為5mm。在完成網格劃分之后，還需要檢查構建網格單元的質量，采用Tool中的checkelems命令進行操作。通過分析來確定網格單元中存在的問題，針對問題進行適度調整，以保證網格質量滿足實際要求。

完成了對副車架各零件網格的劃分和連接工作后，需要對各零件賦予材料特性和單元屬性。原始副車架零件主要采用的是高強度鋼SAPH440，具體材料特性見表1。在Hypermesh軟件中賦予副車架材料為鋼材，并賦予鋼材的彈性模量以及密度和泊松比。通過PSHELL定義各個板材的厚度。為保證模型與真實樣件接近，采用RBE2模擬焊縫。

利用Hypermesh進行有限元模型建模，最終構建的模型如圖2所示。

3.2副車架NVH性能分析

3.2.1模態分析

模態是結構系統的固有振動特性。線性系統的自由振動被解耦合為N個正交的單自由度振動系統，對應系統的N個模態。每一個模態具有特定的固有頻率、阻尼比和模態振型。這些模態參數可以由計算或試驗分析取得，這樣一個計算或試驗分析過程稱為模態分析。針對汽車的副車架，可以采用模態分析來得到其振動特性，同時評價其NVH性能是否達到目標要求。

對于前副車架，我們主要的分析的是單體的自由模態，模態頻率和振型如表2所示。主要的評價指標為一階扭轉模態和一階彎曲模態。

3.2.2激勵頻率分析

通過對副車架模態分析能夠得到其自由模態固有頻率，判斷是否能避開車身聲腔模態和發動機引起的振動頻率以及輪胎的聲腔模態，以避免共振，并以此來評價副車架的NVH性能。

一般車身的二階聲腔模態頻率在130Hz左右，輪胎的聲腔模態頻率在210Hz左右。

副車架模態頻率要求避開激振頻率10%以上，故我們定義副車架模態頻率目標為：一階扭轉150 Hz以上，一階彎曲230Hz以上。從仿真結果看，副車架模態頻率滿足NVH目標要求，不會與激勵產生共振。

4.副車架性能優化

4.1優化理論

我們不僅需要避免副車架固有頻率和發動機振動頻率、車身聲腔模態和輪胎聲腔模態共振。還需要考慮在滿足NVH性能目標和強度要求的前提下對副車架進行結構拓撲優化以達到減重降本的目的。

我們利用OptiStruct軟件來對該汽車前副車架結構進行結構拓撲優化，一般進行設計優化的過程中需確定三個要素，包括優化目標、約束條件及設計變量。在保證約束條件即模態和強度滿足要求的前提下，同時做到優化目標即質量最小和成本最低。根據該車型的實際情況確定三要素如下：

（1）優化目標：質量最小，成本最低。

（2）約束條件：自由模態頻率一階扭轉大于150Hz，一階彎曲大于230Hz；滿足強度要求。

（3）設計變量：副車架鈑金厚度，副車架截面形狀尺寸。

4.2優化方法及性能校核

一般副車架結構優化有以下方向：

1、副車架主要截面加大，內部適當增加加強板，可適當減小本體板厚。

2、本體尺寸、跨距適當減小，擺臂、車身安裝點懸臂長度避免過長。

3、避免截面突變，盡量保證型面平順過渡。

4、安裝點盡量布置在副車架模態振型的節點上。

如圖3所示，對副車架本體主體截面加大，增加內加強板，板厚由2.5mm減小至2.3mm，同時減小車身安裝塔座懸臂長度，過渡型面適當優化。最終副車架自由模態結果為：一階扭轉模態為160Hz，一階彎曲模態為235 Hz，。重量由16.5kg下降為15.5kg，重量減輕，同時NVH性能滿足目標要求，說明優化效果較好。

NVH性能達到要求后，副車架本體結構整體的框架基本可確定下來，后面根據強度分析結果，局部結構加強即可，這樣可提高效率，避免多次修改。

我們使用Hypermesh軟件來對NVH優化后的副車架進行強度校核，經仿真分析各工況下副車架的最大應力值為178.4MPa。

因副車架是汽車結構中的重要安全件，因此我們確定其安全系數為1.5。副車架材料SAPH440的屈服強度為305MPa，故最大應力在考慮安全系數的情況下仍小于材料屈服強度，滿足強度要求。

結論

利用有限元軟件對某車型的前副車架進行建模和模態分析，得出該副車架模態避開了汽車發動機激振頻率、車身聲腔模態頻率及輪胎聲腔模態頻率，NVH性能滿足要求，不會發生共振。為了進一步減重降本，還進行了結構優化，重量從16.5kg減輕為15.5kg，減重效果明顯，同時NVH性能和強度均滿足要求。

參考文獻

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