乘用车副车架NVH性能分析

冯一鸣 沈继伟 朱茂桃

摘要：该文通过建立副车架的有限元模型，并运用模态分析理论得出副车架的自由模态振型，与发动机正常工作时的振动频率以及路面激励进行比较，得出副车架是否会发生共振现象，评价其NVH特性。根据比较结果提出副车架优化方案，之后进行相应的强度校核。该研究对解决整车舒适性以及副车架设计改进等实际问题有重要帮助。

关键词：副车架；NVH；有限元分析

1引言

相比于其他车辆，乘用车更加注重整车舒适性，而副车架性能的好坏对整车NVH性能有重要影响，所以有必要对乘用车副车架结构进行分析，来改善乘用车乘坐体验。

2NVH简介

NVH是指噪声、振动和声振粗糙度，而研究汽车的NVH特性就是研究车辆的噪声和振动对整车性能和舒适性的影响。不同的企业对汽车振动噪声的评价方法会略有差别，但总体都可以分为主观评价和客观评价。客观评价是通过专业仪器检测汽车行驶过程中车内实际的噪声分贝大小，以及车身的振动频率大小；主观评价是依靠相关工作人员乘坐测试车辆时的主观感受进行打分，通过分数来评定NVH舒适等级。

汽车的振动噪声传递包含三步，即激励源（振动的产生）、振动的传递和噪声的发射。一般来说车辆的噪声源主要包括：发动机、传动系统（包括变速箱以及其他传动部件）、排气系统、车辆高速行驶时的风噪和胎噪，车辆的振源主要是：发动机及其传动系统，包括车辆行驶在不平路面引起的整个车身振动。其具体的振动噪声传递过程如下（图1）：

副车架在整个振动噪声传递路线中处于中间环节，可见副车架对于汽车整体的振动噪声传递有着较为重要的影响。因此对副车架进行模态分析，得到相关振动频率信息和振型图，从中找出可能会发生共振的频率，对合理地设计和改善副车架结构，解决结构上出现的动态性能缺陷问题，使其具有合理的动态性能指标和良好的NVH性能具有重要的指导意义。

3副车架建模

将副车架三维模型导入有限元分析软件时，由于格式转换难免会造成部分数据失真，由此产生几何模型的缺失、重叠或间隙等问题。如果不对模型进行几何修复，会导致网格划分变得更加困难而不能快速建立有效的有限元模型。本文所研究的副车架主体为壳结构，因此可对模型抽取中面后进行几何前处理及后期分析。

使用Hypermesh的automesh功能对模型进行网格划分，采用三角形和四边形的混合划分方法，并把单元边长定义为5mm。划分网格后，可以选择Tool中的check elems命令对网格单元进行质量检查，根据检查结果对网格单元进行适度调整来满足网格质量要求。

本次研究的副车架主体的材料为Q345钢，因此材料的基本属性定义为钢材，材料的弹性模量为2.1×10Mpa，密度为7.9×10t/mm3，泊松比为0.3。每一部件的厚度尺寸在属性的PSHELL中定义。

采用ID的rigid单元（RBE2）模拟焊缝，采用ID的spring单元定义衬套的三向刚度。

本文所需确定的边界约束为副车架与车架的4个连接孔的约束，根据副车架在整车中装配情况，选择位移约束。在4个车架连接点处施加x，y，z平面内的平动约束。

最后完成的有限元模型如图2所示。

4模态分析

4.1模态分析理论

模态是指物体发生振动时，在某一阶固有频率下，其上每个点偏离平衡位置的位移是有关联的，我们可以用向量将其表示出来。根据物体结构的固有属性，包括频率、阻尼和模态振型等去研究物体的过程就是模态分析。用模态分析确定副车架的振动特性，其分析结果可作为评价NVH性能的基础。

在有限元分析中，物体的振动方程为：

对于无阻尼情况，阻尼项[c]（u2）可以忽略，因此方程可简化为：

其中表示特征值；{u3}表示特征向量，在实际的物理振动过程中则表示物体的振型，它表示的是振动物体在各个位置不同方向上的振幅情况，是个定值。对于有阻尼的情况，振动方程可转化为：

模态分析的实质就是求解振动方程的特征值及其对应的特征向量，进而求得结构的固有频率和位移列{u3}阵即结构的振型，其固有频率阶数就是方程特征值个数。振动方程的特征方程可表达为：

上式即为无阻尼振动系统的特征方程。

有限元分析中有很多模态提取方法，选择的主要依据是模型的复杂程度和具体的应用场景，合适的方法会直接提高求解过程的速度和结果的精度。常见的主要有子空间迭代法、分块兰索斯法、PowerDyamie法、凝聚法、非对称矩阵法等。由于本次副车架结构基本沿着中轴线左右对称而且模型较大，而分块兰索斯法主要用于大型结构对称的质量及刚度矩阵，且输入参数少，求解速度快，还能保持一定的求解精度，所以本文就使用这种方法进行模态提取。

4.2模态分析结果

因发动机振动和路面激励所产生的对副车架有影响的频率较低，所以我们只选择前六阶模态分析，附上一阶模态振型图，分析结果见表1：

5激励频率分析

有了副车架的自由模态固有频率，只要得到路面激励以及发动机振动所引起的副车架振动频率，将两者频率進行对比，即可判断该副车架是否会发生共振，评价其NVH性能的好坏。

通过测试工程师的大量实地试验，我们得知经过坑洼路面和悬架系统传递到副车架和车身，并且车辆乘坐人员能直接感受到的振动频率通常在25～50Hz。设f为汽车正常行驶状态下发动机的振动频率；n为发动机正常工作的转速（2000r/min）；z为发动机的缸数；该副车架用于一般装有四冲程发动机的汽车上，则振动频率为：

由上式可得汽车正常行驶状态下发动机的振动频率大概为66.7Hz。

而之前的自由模态分析显示该副车架最低的固有频率为181Hz，高于发动机振动和一般路面激励所导致的副车架振动频率，所以该副车架不会发生明显的共振情况，NVH性能良好。

但为了防止副车架与周围其他连接结构发生共振，所以进一步优化副车架质量，提高其最低固有频率。

6优化分析

6.1优化理论

利用OptiStruct中的尺寸优化功能，通过参数调节改变结构单元的属性以达到相应的设计要求。例如改变壳单元的厚度来改善结构应力、改变弹簧单元刚度来改变物体振动位移等，这时需要把结构单元的属性定义为设计变量的函数。基于OptiStruct的优化设计有三要素：设计变量、目标函数及约束条件。在副车架不与周围结构发生共振的前提下，为了盡量减轻副车架质量，本文优化参数设置为①优化目标：质量最小、②约束条件：自由模态振动频率大于150Hz、③设计变量：壳单元厚度。

6.2优化结果

具体优化过程为，首先导入有限元模型，其次设置目标函数（在response中选择vol，在objective目标函数中选择最小min，即vol的min），然后设置约束条件，经过3次迭代计算和圆整后，确定的优化尺寸如表2。

通过计算，原先副车架的质量为12.5kg，而经过尺寸优化之后降为11.65kg，优化之后的一阶自由模态固有频率也提高到了205Hz，单从这些结果来看，本次优化较为合理。但由于减轻了质量，相应的强度会随之下降，所以还需进行强度校核才能最终确定优化方案是否成功。

7强度校核

依据之前副车架的三维模型尺寸，用Adams建立与之匹配的悬架动力学模型，根据其自带的典型工况计算出加载在副车架与摇臂相连的四个位置的静载荷，选取条件最为苛刻的制动工况为例，得到表3，结果。由于这不是本次课题研究的重点，而篇幅有限文章，所以具体细节不再阐述。

之后利用Hypermesh对优化之后的副车架进行结构强度校核，得到该工况下的应力极值为178.4MPa（图4）。

对于汽车零部件来说，为了充分保证零件的安全，通常需要将材料的屈服应力除以相应的安全系数，作为结构的许用应力。副车架结构作为底盘的关键零部件，此处选取安全系数为1.5，该副车架所用材料为Q345钢，算出该副车架结构的许用应力为230Mpa，此结果大于副车架在该工况下的应力极值178.4MPa，由此可知本次优化结果符合强度要求。

8结语

通过建立副车架有限元模型，对其进行了NVH性能分析，发现副车架不会与发动机和周边结构发生共振，在进一步提高其最低共振频率的同时，进行了相关的尺寸、质量优化设计，对从事相关研究设计工作人员有一定的参考价值。