乘用車副車架NVH性能分析

馮一鳴 沈繼偉 朱茂桃

摘要：該文通過建立副車架的有限元模型，并運用模態分析理論得出副車架的自由模態振型，與發動機正常工作時的振動頻率以及路面激勵進行比較，得出副車架是否會發生共振現象，評價其NVH特性。根據比較結果提出副車架優化方案，之后進行相應的強度校核。該研究對解決整車舒適性以及副車架設計改進等實際問題有重要幫助。

關鍵詞：副車架；NVH；有限元分析

1引言

相比于其他車輛，乘用車更加注重整車舒適性，而副車架性能的好壞對整車NVH性能有重要影響，所以有必要對乘用車副車架結構進行分析，來改善乘用車乘坐體驗。

2NVH簡介

NVH是指噪聲、振動和聲振粗糙度，而研究汽車的NVH特性就是研究車輛的噪聲和振動對整車性能和舒適性的影響。不同的企業對汽車振動噪聲的評價方法會略有差別，但總體都可以分為主觀評價和客觀評價。客觀評價是通過專業儀器檢測汽車行駛過程中車內實際的噪聲分貝大小，以及車身的振動頻率大小；主觀評價是依靠相關工作人員乘坐測試車輛時的主觀感受進行打分，通過分數來評定NVH舒適等級。

汽車的振動噪聲傳遞包含三步，即激勵源（振動的產生）、振動的傳遞和噪聲的發射。一般來說車輛的噪聲源主要包括：發動機、傳動系統（包括變速箱以及其他傳動部件）、排氣系統、車輛高速行駛時的風噪和胎噪，車輛的振源主要是：發動機及其傳動系統，包括車輛行駛在不平路面引起的整個車身振動。其具體的振動噪聲傳遞過程如下（圖1）：

副車架在整個振動噪聲傳遞路線中處于中間環節，可見副車架對于汽車整體的振動噪聲傳遞有著較為重要的影響。因此對副車架進行模態分析，得到相關振動頻率信息和振型圖，從中找出可能會發生共振的頻率，對合理地設計和改善副車架結構，解決結構上出現的動態性能缺陷問題，使其具有合理的動態性能指標和良好的NVH性能具有重要的指導意義。

3副車架建模

將副車架三維模型導入有限元分析軟件時，由于格式轉換難免會造成部分數據失真，由此產生幾何模型的缺失、重疊或間隙等問題。如果不對模型進行幾何修復，會導致網格劃分變得更加困難而不能快速建立有效的有限元模型。本文所研究的副車架主體為殼結構，因此可對模型抽取中面后進行幾何前處理及后期分析。

使用Hypermesh的automesh功能對模型進行網格劃分，采用三角形和四邊形的混合劃分方法，并把單元邊長定義為5mm。劃分網格后，可以選擇Tool中的check elems命令對網格單元進行質量檢查，根據檢查結果對網格單元進行適度調整來滿足網格質量要求。

本次研究的副車架主體的材料為Q345鋼，因此材料的基本屬性定義為鋼材，材料的彈性模量為2.1×10Mpa，密度為7.9×10t/mm3，泊松比為0.3。每一部件的厚度尺寸在屬性的PSHELL中定義。

采用ID的rigid單元（RBE2）模擬焊縫，采用ID的spring單元定義襯套的三向剛度。

本文所需確定的邊界約束為副車架與車架的4個連接孔的約束，根據副車架在整車中裝配情況，選擇位移約束。在4個車架連接點處施加x，y，z平面內的平動約束。

最后完成的有限元模型如圖2所示。

4模態分析

4.1模態分析理論

模態是指物體發生振動時，在某一階固有頻率下，其上每個點偏離平衡位置的位移是有關聯的，我們可以用向量將其表示出來。根據物體結構的固有屬性，包括頻率、阻尼和模態振型等去研究物體的過程就是模態分析。用模態分析確定副車架的振動特性，其分析結果可作為評價NVH性能的基礎。

在有限元分析中，物體的振動方程為：

對于無阻尼情況，阻尼項[c]（u2）可以忽略，因此方程可簡化為：

其中表示特征值；{u3}表示特征向量，在實際的物理振動過程中則表示物體的振型，它表示的是振動物體在各個位置不同方向上的振幅情況，是個定值。對于有阻尼的情況，振動方程可轉化為：

模態分析的實質就是求解振動方程的特征值及其對應的特征向量，進而求得結構的固有頻率和位移列{u3}陣即結構的振型，其固有頻率階數就是方程特征值個數。振動方程的特征方程可表達為：

上式即為無阻尼振動系統的特征方程。

有限元分析中有很多模態提取方法，選擇的主要依據是模型的復雜程度和具體的應用場景，合適的方法會直接提高求解過程的速度和結果的精度。常見的主要有子空間迭代法、分塊蘭索斯法、PowerDyamie法、凝聚法、非對稱矩陣法等。由于本次副車架結構基本沿著中軸線左右對稱而且模型較大，而分塊蘭索斯法主要用于大型結構對稱的質量及剛度矩陣，且輸入參數少，求解速度快，還能保持一定的求解精度，所以本文就使用這種方法進行模態提取。

4.2模態分析結果

因發動機振動和路面激勵所產生的對副車架有影響的頻率較低，所以我們只選擇前六階模態分析，附上一階模態振型圖，分析結果見表1：

5激勵頻率分析

有了副車架的自由模態固有頻率，只要得到路面激勵以及發動機振動所引起的副車架振動頻率，將兩者頻率進行對比，即可判斷該副車架是否會發生共振，評價其NVH性能的好壞。

通過測試工程師的大量實地試驗，我們得知經過坑洼路面和懸架系統傳遞到副車架和車身，并且車輛乘坐人員能直接感受到的振動頻率通常在25～50Hz。設f為汽車正常行駛狀態下發動機的振動頻率；n為發動機正常工作的轉速（2000r/min）；z為發動機的缸數；該副車架用于一般裝有四沖程發動機的汽車上，則振動頻率為：

由上式可得汽車正常行駛狀態下發動機的振動頻率大概為66.7Hz。

而之前的自由模態分析顯示該副車架最低的固有頻率為181Hz，高于發動機振動和一般路面激勵所導致的副車架振動頻率，所以該副車架不會發生明顯的共振情況，NVH性能良好。

但為了防止副車架與周圍其他連接結構發生共振，所以進一步優化副車架質量，提高其最低固有頻率。

6優化分析

6.1優化理論

利用OptiStruct中的尺寸優化功能，通過參數調節改變結構單元的屬性以達到相應的設計要求。例如改變殼單元的厚度來改善結構應力、改變彈簧單元剛度來改變物體振動位移等，這時需要把結構單元的屬性定義為設計變量的函數。基于OptiStruct的優化設計有三要素：設計變量、目標函數及約束條件。在副車架不與周圍結構發生共振的前提下，為了盡量減輕副車架質量，本文優化參數設置為①優化目標：質量最小、②約束條件：自由模態振動頻率大于150Hz、③設計變量：殼單元厚度。

6.2優化結果

具體優化過程為，首先導入有限元模型，其次設置目標函數（在response中選擇vol，在objective目標函數中選擇最小min，即vol的min），然后設置約束條件，經過3次迭代計算和圓整后，確定的優化尺寸如表2。

通過計算，原先副車架的質量為12.5kg，而經過尺寸優化之后降為11.65kg，優化之后的一階自由模態固有頻率也提高到了205Hz，單從這些結果來看，本次優化較為合理。但由于減輕了質量，相應的強度會隨之下降，所以還需進行強度校核才能最終確定優化方案是否成功。

7強度校核

依據之前副車架的三維模型尺寸，用Adams建立與之匹配的懸架動力學模型，根據其自帶的典型工況計算出加載在副車架與搖臂相連的四個位置的靜載荷，選取條件最為苛刻的制動工況為例，得到表3，結果。由于這不是本次課題研究的重點，而篇幅有限文章，所以具體細節不再闡述。

之后利用Hypermesh對優化之后的副車架進行結構強度校核，得到該工況下的應力極值為178.4MPa（圖4）。

對于汽車零部件來說，為了充分保證零件的安全，通常需要將材料的屈服應力除以相應的安全系數，作為結構的許用應力。副車架結構作為底盤的關鍵零部件，此處選取安全系數為1.5，該副車架所用材料為Q345鋼，算出該副車架結構的許用應力為230Mpa，此結果大于副車架在該工況下的應力極值178.4MPa，由此可知本次優化結果符合強度要求。

8結語

通過建立副車架有限元模型，對其進行了NVH性能分析，發現副車架不會與發動機和周邊結構發生共振，在進一步提高其最低共振頻率的同時，進行了相關的尺寸、質量優化設計，對從事相關研究設計工作人員有一定的參考價值。