基于ABAQUS 軟件的乘用車前副車架模態分析

韋友超，周 磊，周 思，潘 嵩

（1.上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007；2.柳州孔輝汽車科技有限公司，廣西 柳州 545007）

引言

副車架是支承前后車橋、轉向器系統、動力傳動系統和懸掛系統部分零部件的支架，使車橋、轉向器系統、動力傳動系統和懸掛系統通過它再與“正車架”相連，習慣上稱為“副車架”。目前，隨著乘用車水平的提高和人們對經濟型乘用車要求的提高，前副車架越來越多地應用在低端的轎車和前置前驅/后驅的微型車上面。前副車架為前懸掛的控制臂和穩定桿、轉向器、發動機后懸置提供安裝支架，并提供較高的安裝連接剛度，同時也提升了車身的局部剛度；能夠隔絕路面震動帶來良好的舒適性；能夠隔離發動機的震動和噪聲，提升NVH 性能；把懸掛變成模塊化總成部件，提高了懸掛的通用性，降低研發成本，總成部件安裝方便，降低了裝配成本；也可以增加碰撞縱梁來提高安全性能。但是副車架會增加車重，成本增加較多，燃油經濟性受影響[1]。

由于前副車架通過發動機后懸置與發動機相連，在設計時不僅要考慮到其強度，同時為了避免振動放大和噪聲，提升NVH 性能，必須將模態特征作為對前副車架設計的必要約束條件，避開發動機在各轉速下的激振頻率（中頻：25 Hz～400 Hz），當然也要避開路面的激勵頻率（低頻：25 Hz 以下）。本文以我公司某款全新MPV 的前副車架為例，運用有限元軟件ABAQUS 對前副車架進行模態分析，并結合試驗數據驗證CAE 結果的準確性，為乘用車前副車架的設計和改進提供了CAE 分析依據。

1 模態分析說明

模態分析是各種動力學分析類型中基礎的內容，結構的模態特征決定了結構對于其他各種動力載荷的響應情況。模態是機械結構的固有振動特性，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。這個分析過程如果是由有限元計算的方法取得的，則稱為CAE 計算模態分析；如果通過試驗將采集的系統輸入與輸出信號經過參數識別獲得模態參數，稱為試驗模態分析。本文所提的模態分析特指CAE 計算模態分析，采用有限元軟件ABAQUS 來提取結構的模態特征，包括固有頻率和振型。

本文采用的是線性瞬態動力學分析，假定結構滿足一下特征：

（1）系統是線性的：線性材料特性，無接觸條件，無非線性幾何效應。

（2）響應只受較少的頻率支配。當響應中各頻率成分增加時，例如碰撞和沖擊問題，振型疊加技術的有效性將大大降低。

（3）系統的阻尼不能過大。

副車架滿足以上的結構假定特征，可以用ABAQUS 的線性攝動步來提取固有頻率和振型，選擇Lanczos 求解器。對于具有很多自由度的系統，當要求大量的特征模態時，一般來說Lanczos 方法的速度更快。

2 有限元模型建立

2.1 有限元網格建立

采用前處理軟件Hypermesh 劃分有限元網格。副車架的大部分部件是薄板沖壓件，各個部件通過焊接或螺栓互相裝配在一起，根據副車架結構特點，選擇四邊形的殼單元進行網格劃分，副車架中的焊縫單獨建立了焊縫單元，也是以四邊形殼單元進行模擬。最后模型共形成了50 551 個單元體，50 862 個節點。其中，四邊形單元49 319 個，三角形單元1 232 個，三角形單元網格數量占網格總數的2.5%，單元尺寸定義為5 mm。所得有限元模型如圖1 所示。

圖1 有限元模型圖

2.2 賦材料與屬性

模型中主體及各附件殼單元的厚度根據其實際的厚度值來定義，焊縫的殼單元厚度為4 mm。之后對材料特性參數進行定義，其中彈性模量為2.06E5 MPa，泊松比為0.3，密度為7.8E-9 T/mm3。點焊用ABAQUS 里的fasteners 工具來模擬[2]。

2.3 邊界條件與約束

自由模態：不施加邊界條件和約束，螺栓裝配部位用裝配孔附近節點剛性耦合來簡化。

自由模態是結構自由振動的固有屬性，只跟結構本身相關，與外在激勵無關。實際結構振動是以其模態陣型振動或者是以其某幾階或多階陣型的疊加形式振動。自由模態可以很方便地測試出來，用以驗證CAE 模型的準確性。

約束模態：在4個車身安裝點約束123456方向的自由度，其余安裝孔與相應的硬點耦合在一起。螺栓裝配部位用耦合來簡化。

圖2 約束模態的邊界與約束示意圖

3 有限元模態計算[2]

建立線性攝動步，選擇Lanczos 求解器，輸出前20 階模態。自由模態和約束模態需要分別計算。其中自由模態前6階代表結構的剛體模態，各階的固有頻率近似為0，這里不作考慮。七階及以上的各階模態為彈性模態，用以反映結構動態特性。

下表1 和表2 是本例副車架模態的CAE 分析結果（前6階）。

表1 自由模態CAE 分析結果

表2 約束模態CAE 分析結果

圖3 約束模態振型：一階振型放大圖

圖4 約束模態振型：二階振型放大圖

4 試驗模態分析

由于約束模態測試受制于夾具系統，模擬實際約束條件的夾具系統的剛度不可以無窮大，要求用于支承的夾具系統的最低彈性頻率遠高于400 Hz。這對于副車架系統來說很難實現約束邊界。自由模態測試則很容易實現，本文的試驗模態分析指的是自由模態測試分析。

用4 根彈性很好的橡皮繩，分別懸吊在副車架與車身安裝的4 個連接點處，其與副車架組成單自由度系統的固有頻率小于副車架第一階頻率的1/10，可以認為副車架處于自由支承狀態。采用錘擊法對副車架結構進行自由模態試驗。錘擊法為單點輸入多點輸出方法，具有高的測試效率。測試布點如圖5 所示。

圖5 測試布點示意圖

試驗結果見表3 所示。

表3 模態試驗結果

圖6 1 階振型圖

圖7 2 階振型圖

圖8 3 階振型圖

圖9 4 階振型圖

5 模態分析結果

自由模態的CAE 計算和實測結果對比見表4，CAE 計算與實測誤差在5%左右，模態振型一致。CAE 的模型和計算結果與實測相符。

表4 自由模態的CAE 計算和實測結果對比

對于副車架來說，只分析400 Hz 以內的模態和振型就可以了。副車架由于受到車身的約束，另外本例的副車架是剛性連接在車架上的，主要考慮約束模態，約束模態更具有實際意義。而約束試驗模態分析很難，約束模態的CAE 計算則很容易，本文用自由試驗模態和自由模態的CAE 計算結果對比，驗證CAE 計算的準確性，也為約束模態的CAE 計算的準確性提供了依據。

對于4 缸4 沖程發動機的激振頻率f=發動機轉速n/30[3-4]。我司發動機轉速n 小于6 000（轉/min），所以發動機的激振頻率在200 Hz 以內。一般路面激勵頻率大都在25 Hz 以下。

400 Hz 以內的自由模態只有4 階，約束模態只有2 階，一階的約束模態大于200 Hz，有效避開了發動機和路面激勵的共振頻率，滿足設計要求。從一階和二階的約束模態振型看懸置支架和下封板的位移比較大，說明該部分的剛度較小，是薄弱點。

6 結束語

模態特征作為對前副車架設計的必備約束條件之一，本文以我公司某款全新MPV 的前副車架為例，介紹了利用有限元軟件ABAQUS 對前副車架進行模態分析的方法和步驟，為乘用車前副車架的設計和改進提供了理論依據。采用前處理軟件Hypermesh 劃分有限元網格，采用ABAQUS 的線性攝動步，利用Lanczos 求解器，并用ABAQUS 自帶的后處理工具查看分析結果。并用自由試驗模態和自由模態的CAE計算結果對比，驗證CAE 計算的準確性。

本文介紹的模態分析方法，也可以用于靈敏度分析。通過對比分析不同厚度的各組成零部件的模態和振型，得出對應于各階模態最敏感的部件和最不敏感的部件，在隨后的優化設計中可以考慮對這些關鍵零部件進行有針對性的改進[5]，從而為副車架的減重和改進優化提供方向和依據。