某車前副車架模態(tài)分析與改進(jìn)

孫風(fēng)蔚，徐 昊，陳杰龍，金愛君，李宏華，趙福全

（吉利汽車研究院，浙江，杭州 311228）

汽車底盤的性能直接關(guān)系到整車的舒適性和操縱性，而舒適性和操縱性二者有時候是相互制約、相互矛盾的，副車架的設(shè)計(jì)就是為了協(xié)調(diào)汽車的舒適性和操縱性[1]。副車架是支承車橋和懸掛支架的重要承載部件，與車身和懸架系統(tǒng)相連，提高懸架系統(tǒng)的連接剛度，阻隔動力總成、路面激勵產(chǎn)生的振動和噪聲直接傳入車廂內(nèi)，提高整車的舒適性[2-7]。在汽車行駛過程中，副車架的固有振動頻率與外界激勵接近時，會引發(fā)共振現(xiàn)象，導(dǎo)致車內(nèi)產(chǎn)生大的振動和噪聲，影響整車的舒適性，因此副車架自身的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及其與安裝件的連接強(qiáng)度對車輛的舒適性和行駛平順性有重要的影響[8]。通過模態(tài)性能分析，可以得出副車架結(jié)構(gòu)的固有頻率和固有振型，進(jìn)而分析其動態(tài)響應(yīng)頻率，避免共振現(xiàn)象的產(chǎn)生[9-10]。本文通過對前副車架進(jìn)行模態(tài)性能分析及問題解決，為今后副車架、車架的模態(tài)分析及相關(guān)結(jié)構(gòu)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供參考。

1 問題描述

圖1是某車的前副車架結(jié)構(gòu)示意圖。從圖中可以看出該前副車架由前軸左擺臂安裝支架總成、前軸安裝支架總成、前軸上板總成、前軸安裝支架總成（左右對稱）、前軸右擺臂安裝支架總成、前軸前下板、前軸后下板總成一共7部分組成。該車的前副車架在整車狀態(tài)模態(tài)性能測試試驗(yàn)中，自由狀態(tài)下的一階彎曲模態(tài)頻率為181.5 Hz，安裝狀態(tài)下的一階彎曲模態(tài)頻率為118.6 Hz。模態(tài)性能較差，不符合整車性能要求，因而需要對前副車架的模態(tài)性能進(jìn)行改善。

2 原因分析

根據(jù)上述模態(tài)性能試驗(yàn)測試的結(jié)果，可以推斷出該問題可能涉及到前副車架自身的問題和與其安裝的車身結(jié)構(gòu)件剛度問題，因此需要對前副車架的自由狀態(tài)、剛性約束狀態(tài)、安裝狀態(tài)分別再進(jìn)行CAE分析和對比，便于確認(rèn)問題的根本原因所在，進(jìn)而改善該車前副車架的模態(tài)性能。

2.1 自由狀態(tài)下的模態(tài)分析

忽略橡膠襯套的影響，對前副車架的自由狀態(tài)進(jìn)行CAE模擬彎曲模態(tài)分析，模擬結(jié)果如圖2所示。圖2是自由狀態(tài)下的一階彎曲模態(tài)位移圖，從圖中可以看出在變形過程中，前副車架各部分的位移情況，不同的顏色代表變形過程中不同的位移量，該圖中顯示最大位移量和最小位移量分別是2.859E+01（以紅色顯示）、1.582E-01（以藍(lán)色顯示），二者的差值為2.843E+01。此外，有限元模態(tài)分析結(jié)果顯示，前副車架在自由狀態(tài)下一階彎曲模態(tài)頻率為186.7 Hz，略高于試驗(yàn)值181.5 Hz。

2.2 剛性約束狀態(tài)下的模態(tài)分析

忽略橡膠襯套的影響，對前副車架的剛性約束狀態(tài)進(jìn)行一階彎曲模態(tài)分析，如圖3所示。從位移變形圖可以看出在變形過程中，前副車架的最大位移量和最小位移量分別是1.498E+01、0.000E+00，二者差值為1.498E+01，這與自由狀態(tài)下的位移差值相比，明顯減少，說明受約束限制，位移量大小減少，振動幅度降低。在剛性約束狀態(tài)下，前副車架模態(tài)分析結(jié)果顯示，其一階彎曲模態(tài)頻率為206.7 Hz，比自由狀態(tài)下的頻率值高，這可能是剛性約束狀態(tài)下位移量大小減少和振動幅度降低，導(dǎo)致振動頻率增加的原因。

2.3 安裝狀態(tài)下的模態(tài)分析

前副車架在安裝狀態(tài)下的分析模型是白車身和前副車架，其一階彎曲模態(tài)位移圖如圖4所示。從圖中可以看出，安裝狀態(tài)下的前副車架最大位移量和最小位移量分別是5.459E+00、6.358E-02，二者差值為5.395E+00。振動幅度相對自由狀態(tài)下，剛性約束狀態(tài)下的振動幅度均明顯減少。這可能是受前副車架與車身搭接件的連接關(guān)系限制所致。圖5是前副車架在安裝狀態(tài)下的頻率響應(yīng)曲線，圖中顯示最大峰值處是122.4 Hz，略高于試驗(yàn)值118.6 Hz。此外，該頻率值高于自由狀態(tài)下的186.7 Hz，而遠(yuǎn)低于剛性約束狀態(tài)下的206.7 Hz，這與通常情況下振動幅度降低而振動頻率會增加的原則不相符。因此，這說明在安裝狀態(tài)下，前副車架與車身搭接件的安裝處剛度問題是決定前副車架振動頻率高低的主要原因。圖5中顯示的安裝狀態(tài)下前副車架模態(tài)頻率遠(yuǎn)低于剛性約束條件下的頻率，因此這可以說明是由于車身與前副車架的安裝處剛度不足，導(dǎo)致安裝狀態(tài)下的前副車架振動幅度較小且頻率較低，模態(tài)性能較差，不滿足相關(guān)法規(guī)要求。

3 優(yōu)化方案

針對上述模態(tài)性能存在問題的原因，本文分別采用直接和間接方法進(jìn)行了4種優(yōu)化設(shè)計(jì)方案的分析和對比。方案1是延長前副車架內(nèi)加強(qiáng)板長度至120 mm，用以直接提高前副車架的抗彎性能，如圖6所示；方案2是延長前地板縱梁至90 mm，用以提高前副車架與車身連接處的剛度，如圖7中紫色件所示；方案3是改善散熱器連接框架的結(jié)構(gòu)，新增加兩個厚度為2.0 mm的散熱器左右立柱加強(qiáng)板（圖中紅色搭接件），同時散熱器上下橫梁板厚由原先的0.8 mm更改為1.5 mm，散熱器左右立柱板厚由原先的1.0 mm更改為1.5 mm，用以提高前縱梁的剛度性能，進(jìn)而提高前副車架與車身連接處的剛度，如圖8所示；方案4是將方案1、2、3組合后，進(jìn)行綜合效果分析。

圖9是根據(jù)以上4種優(yōu)化設(shè)計(jì)方案并參考原方案，在安裝狀態(tài)下進(jìn)行前副車架模態(tài)分析的頻率響應(yīng)曲線，從圖中可以看出原方案的一階彎曲模態(tài)頻率最低（122.4 Hz），改進(jìn)方案后的模態(tài)頻率均有所提高，方案1提高到126 Hz，方案2提高到128 Hz，方案3和方案4提高到130 Hz，這說明方案3的優(yōu)化設(shè)計(jì)結(jié)果對前副車架在安裝狀態(tài)下的模態(tài)性能影響最大，頻率提高效果最明顯。因此采用該方案的設(shè)計(jì)方法，通過改善散熱器連接框架的結(jié)構(gòu)，可以很好地改善前副車架彎曲模態(tài)的性能，進(jìn)而最終滿足其性能要求。

4 結(jié)論

綜上所述，針對該車存在的模態(tài)性能問題，進(jìn)行原因分析及優(yōu)化設(shè)計(jì)，得出4種優(yōu)化方案中的第3種方案可以很好地解決前副車架在安裝狀態(tài)下的一階彎曲模態(tài)頻率低的問題，即增加散熱器上下橫梁，散熱器左右立柱厚度及增加散熱器左右立柱加強(qiáng)板。這說明在前副車架的模態(tài)性能問題上，通過間接改進(jìn)連接搭配件的剛度也可以解決其存在的一些問題，為后續(xù)車身結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)過程中需要注意的問題和設(shè)計(jì)方向提供了一定的參考。

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