預應力對汽車減震器固有頻率的影響

穆增國，張紀平，李洪明

(中北大學 機械工程學院，山西 太原 030051)

0 引言

汽車減震器在汽車工作過程中比較容易損壞，其質量和工作性能的好壞，對汽車行駛的穩定性有重要影響，甚至會影響汽車其他部件的使用壽命。所以讓減震器一直處于正常的工作狀態非常重要。

本文以某型號汽車作為研究對象，通過整車道路試驗發現車內異響產生的頻率為270～300Hz。當汽車低速行駛過程中,筒式減振器活塞不斷進行往復運動，在運動過程中提供阻尼力。當復原行程轉換為壓縮行程時,減振器空程使活塞桿軸向振動，此種振動經過減震器上側固定器傳遞到車身，當該振動頻率與減震器固有頻率接近或重合時,發生共振并產生數百赫茲聲音[1]。宋睿等人認為轎車減震器異響為結構傳遞性異響，且異響頻率為250～450Hz[2]。舒紅宇等人認為減震器的結構噪聲發生在活塞桿復原和壓縮行程換向過程中，頻率范圍在 100～450 Hz[3]。稅永波等人認為車輛在某些工況下導致減震器高頻振動，當振動頻率達到減振器的固有頻率時振幅急劇增加，發生共振現象，產生噪聲并傳遞到車內[4]。所以要了解汽車減震器的振動情況，需要對汽車減震器進行自由模態分析和預應力模態分析，分析它們的固有頻率和振型，從而使汽車減震器可以避免與汽車車身發生共振。

1 汽車減震器有限元模型的建立

首先對減震器進行SolidWorks三維建模，如圖1所示，其中主要零部件的尺寸如表1所示。其次在hypermesh中進行網格劃分，并對汽車減震器各部件進行綁定約束；然后利用ANSYS-workbench對汽車減震器進行自由模態分析和預應力模態分析，其中模態提取方法采用Block Lanczos。

表1 主要零部件尺寸 單位：mm

1—活塞桿；2—貯油缸；3—工作缸。圖1 汽車減振器三維建模圖和簡單示意圖

1.1 材料屬性

該型號汽車減震器由不同部件進行裝配得到，其中主要部件材料屬性如表2所示。

表2 汽車減震器各部件材料參數

1.2 網格劃分

本文采用六面體網格對汽車減震器各部件進行網格劃分，以保證結果的準確性。汽車減震器網格單元數目為106030，節點數目為133454。圖2為汽車減振器整體的網格劃分圖。

圖2 汽車減振器整體的網格劃分圖

2 模態分析

2.1 模態分析理論方法

由Hamilton 變分原理得出其運動方程為

(1)

當Ts=0、Cs=0阻尼不被考慮時為自由振動。從而得出減震器無液壓油條件下的振動方程

(2)

其中：[M]為結構質量陣；[K]為結構剛度陣；{u}為結構位移。預應力效應帶來的附加剛度也可以用剛度陣表示。

2.2 自由模態分析

如圖3所示，從左到右依次為汽車減震器前6階自由模態。汽車減震器的前6階固有頻率及振型特征如表3所示。

(a)

(b)

(c)

(d)

(e)

(f)

表3 汽車減震器前6階固有頻率及振型特征

2.3 實驗驗證

本實驗通過某振動和噪聲技術研究所的DASP V10來進行數據采集及信號處理。該實驗通過錘擊法進行采樣測量，首先沿著某型號汽車減震器軸向均勻放置5個加速度傳感器，加速度傳感器用來進行測量信號數據；其次通過錘擊法重復進行3組實驗，然后將得到的時域波形進行傅里葉變換，挑選其中比較好的頻響函數進行Poly_LSCF分析，得到集總傳遞函數穩態圖(圖4)。表4為Poly_LSCF法模態擬合結果。

圖4 Poly_LSCF法分析集總傳遞函數穩態圖

表4 仿真模態和實驗模態對比

對汽車減震器相關性分析如圖5所示，主對角線模態MAC值為1，MAC非對角元值遠<1，說明各階計算振型獨立性越好。各階模態的相關性很小，模態之間出現混淆的可能性很低，所以本實驗結果可信。

通過對汽車減震器自由模態進行分析后發現，最小階數頻率959.66Hz，遠>300Hz，所以對汽車減震器自由模態分析不能準確反映汽車減震器工作過程中的振動頻率。接下來要對汽車減震器進行預應力模態分析，來驗證汽車減震器在不同工況下的振動頻率是否在270～300Hz內。

圖5 模態MAC圖

2.4 預應力模態

預應力模態分析用于計算有預應力結構的固有頻率和振型[5]。施加在汽車減震器上的兩種預應力如表5所示，受力圖如圖6所示。

表5 施加在汽車減震器上的兩種預應力 單位：N

A—活塞桿上端受力位置；B—緩沖塊施力位置；C—導向座受力位置；D—活塞受力位置。圖6 汽車減震器受力圖

在這里以工況1為例，進行預應力模態分析。如圖7所示從左到右依次為工況1作用下的前6階預應力模態。

工況1和空載工況下的前6階預應力模態固有頻率及振型特征如表6所示。

由圖7、表6可知，汽車減震器在工況1和空載工況下預應力模態的前2階固有頻率都在200～300Hz范圍內，接近異響發生頻率270～300Hz，而且前2階模態陣型特征都為活塞桿軸向伸縮振動，由引言中所引用文獻[1]的內容可得出：汽車減震器在前2階預應力模態下易與汽車車身發生共振，引發異響，所以汽車減震器在工作過程中要避開前2階固有頻率。

圖7 工況1作用下汽車減震器前6階預應力模態

表6 工況1和空載工況作用下汽車減震器前6階預應力模態固有頻率及振型特征

2.5 不同預應力下的模態分析

表7為不同預應力下各階模態頻率。

表7 不同預應力下各階模態頻率表 單位：Hz

由表7可以看出，汽車減震器在兩種工況下的固有頻率比較接近，可以說明施加不同的預應力對汽車減震器固有頻率影響較小。預應力的加載可以使減震器的固有頻率有所降低。

3 結語

1) 相較于自由模態分析，預應力模態下的頻率和振型更接近汽車減震器真實工作時的工作頻率和振型，更能反映汽車減震器工作時的振動特性。

2) 預應力的加載可以使汽車減震器在有預應力情況下的固有頻率降低，振型特征也有很大改變。

3) 兩種預應力模態前2階固有頻率都接近汽車異響發生頻率，所以汽車減震器在工作過程中要避開前2階固有頻率，防止共振產生，以避免車內產生異響。