扭力梁式后懸架模態(tài)與疲勞實(shí)驗(yàn)研究

黃志超，王九州，程 梁

（華東交通大學(xué) 載運(yùn)工具與裝備教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，南昌 330013）

扭力梁式后懸架模態(tài)與疲勞實(shí)驗(yàn)研究

黃志超，王九州，程 梁

（華東交通大學(xué) 載運(yùn)工具與裝備教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，南昌 330013）

扭力梁式后懸架是汽車行駛系統(tǒng)中重要的承重構(gòu)件，在不同的行駛工況下，會(huì)受到不同幅值和不同頻率的激勵(lì)。在激勵(lì)頻率和扭力梁式后懸架固有頻率接近或相同時(shí)，會(huì)產(chǎn)生共振，進(jìn)而發(fā)生疲勞斷裂。通過對(duì)扭力梁式后懸架進(jìn)行模態(tài)實(shí)驗(yàn)，獲得該結(jié)構(gòu)的固有頻率和模態(tài)振型。對(duì)同一型號(hào)的扭力梁式后懸架進(jìn)行彎曲、扭轉(zhuǎn)疲勞實(shí)驗(yàn)，得到其疲勞破壞的具體形式。對(duì)產(chǎn)生破壞的扭力梁式后懸架進(jìn)行模態(tài)實(shí)驗(yàn)，對(duì)未損壞和損壞的扭力梁式后懸架各自的固有頻率和模態(tài)振型進(jìn)行對(duì)比分析，發(fā)現(xiàn)產(chǎn)生疲勞破損的扭力梁式后懸架在某一階頻率下的模態(tài)振型有較大變化，結(jié)構(gòu)的固有頻率值和固有頻率分布的變化并不很大。

振動(dòng)與波；扭力梁式后懸架；模態(tài)實(shí)驗(yàn)；疲勞實(shí)驗(yàn)；固有頻率；模態(tài)振型

扭力梁式后懸架是汽車后懸架類型中的一種，它通過在非獨(dú)立懸架上添加一根平衡桿來平衡車輪的上下跳動(dòng)，保證車輛行駛平穩(wěn)性，該懸架也被稱為半獨(dú)立懸架[1]。汽車在行駛的過程中，根據(jù)不同的行駛路況和行駛速度，扭力梁后懸架會(huì)受到不同幅值和不同頻率的激勵(lì)；在這些激勵(lì)的作用下，扭力梁式后懸架最終會(huì)產(chǎn)生不同程度的結(jié)構(gòu)斷裂現(xiàn)象[2–3]，而這些輕微的破損如不能及時(shí)被發(fā)現(xiàn)，會(huì)對(duì)車輛帶來一定的振動(dòng)與噪音方面的問題。對(duì)于扭力梁式后懸架的研究，羅明軍等在有限元仿真和實(shí)驗(yàn)結(jié)合方面進(jìn)行研究[4]；范大力等針對(duì)扭力梁式后懸架的襯套剛度進(jìn)行研究[5]；黃志超等通過噴丸工藝對(duì)扭力梁式后懸架進(jìn)行強(qiáng)化，展開疲勞壽命方面的研究[6]。在模態(tài)分析理論，陳晗等針對(duì)應(yīng)變模態(tài)與位移模態(tài)理論的區(qū)別進(jìn)行相關(guān)研究[7]。徐浩軒主要對(duì)扭力梁式后懸架的動(dòng)力特性進(jìn)行了分析[8]。本文通過模態(tài)實(shí)驗(yàn)的方法，分別對(duì)未發(fā)生疲勞破壞和發(fā)生疲勞破壞的扭力梁式后懸架進(jìn)行模態(tài)實(shí)驗(yàn)，對(duì)各自的固有頻率和模態(tài)陣型進(jìn)行對(duì)比，分析出疲勞破壞對(duì)扭力梁式后懸架固有特性的影響。

1 扭力梁式后懸架的模型

扭力梁式后懸架是汽車行駛系統(tǒng)中重要的承重構(gòu)件，與車架、車輪和相關(guān)連接件相連，主要承載汽車后軸在各個(gè)方向傳遞給車架或車身的載荷。扭力梁式后懸架主要由橫梁、扭桿、襯套、彈簧座、縱臂、輪轂架等結(jié)構(gòu)組成，其組件的連接均是焊接。橫梁截面一般有“U”或“V”形兩種形狀，該扭力梁式后懸架的橫梁為“U”形，在橫梁的內(nèi)側(cè)加裝一根扭桿，加大橫梁的扭轉(zhuǎn)剛度。具體的三維CAD圖如圖1所示。各個(gè)部件的材料屬性如表1所示。

圖1 扭力梁式后懸架三維CAD圖

2 扭力梁式后懸架模態(tài)實(shí)驗(yàn)

2.1 位移模態(tài)分析理論

模態(tài)分析開始于20世紀(jì)30年代，最初用于測量飛機(jī)模態(tài)參數(shù)。經(jīng)過近八十年的發(fā)展，模態(tài)分析理論已經(jīng)非常成熟，包括位移模態(tài)分析技術(shù)、曲率模態(tài)分析和應(yīng)變模態(tài)分析等理論。位移模態(tài)分析技術(shù)起源最早且最為成熟，其相關(guān)原理如下。

一般結(jié)構(gòu)系統(tǒng)可以認(rèn)為是一個(gè)n自由度系統(tǒng)，其振動(dòng)方程為

對(duì)于有阻尼系統(tǒng)強(qiáng)迫振動(dòng)，式（1）經(jīng)過坐標(biāo)變換{x}=Φ{q}得到

將上式兩端左乘ΦT并利用正交性原理可得

式中ci=αimi+βiki。mi稱為模態(tài)質(zhì)量，單位是千克，ki為模態(tài)剛度，單位是牛頓/米；ci稱為模態(tài)阻尼，它的單位為千克/秒。α的單位是1/秒，β的單位是秒。

經(jīng)過模態(tài)坐標(biāo)變換后，比例阻尼系統(tǒng)自由振動(dòng)方程成為

其中λi為第i階特征值，Ωi為第i階固有頻率。

2.2 扭力梁式后懸架模態(tài)實(shí)驗(yàn)分析

扭力梁式后懸架的模態(tài)測試中，采用南京安正CRAS測試系統(tǒng)，該系統(tǒng)具有界面清晰、計(jì)算準(zhǔn)確和易操作的特點(diǎn)，對(duì)提高整個(gè)模態(tài)實(shí)驗(yàn)的測試效率和測試準(zhǔn)確性具有非常大的作用。

安正CRAS模態(tài)實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)中，由力錘、力傳感器等組成激振系統(tǒng)，加速度傳感器、信號(hào)調(diào)理儀和數(shù)據(jù)采集器等組成數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，MaCras模態(tài)分析軟件構(gòu)成數(shù)據(jù)處理系統(tǒng)。

模態(tài)測試時(shí)需要對(duì)扭力梁式后懸架進(jìn)行自由狀態(tài)處理。用橡膠繩將扭力梁式后懸架對(duì)稱懸掛，如圖2所示。實(shí)驗(yàn)中的臺(tái)架設(shè)施由剛性良好的材料制作；橡膠繩使用彈性良好的自行車輪胎代替，可以有效避免實(shí)驗(yàn)環(huán)境中的振動(dòng)對(duì)模態(tài)實(shí)驗(yàn)的影響。

根據(jù)工程經(jīng)驗(yàn)和CRAS測試系統(tǒng)使用說明可知，測試點(diǎn)位置的布置對(duì)于整個(gè)模態(tài)實(shí)驗(yàn)至關(guān)重要。如果測點(diǎn)布置不合理會(huì)嚴(yán)重影響整個(gè)模態(tài)實(shí)驗(yàn)的測試結(jié)果，造成人力，物力和經(jīng)濟(jì)上的浪費(fèi)。經(jīng)過大量的模態(tài)實(shí)驗(yàn)，總結(jié)出以下布點(diǎn)原則：

表1 扭力梁式后懸架相關(guān)材料參數(shù)

圖2 扭力梁式后懸架懸掛方式

第一，為了能夠準(zhǔn)確反映扭力梁式后懸架的模態(tài)振型，布點(diǎn)輪廓要能夠表現(xiàn)出部件的基本形狀，圖3為由CRAS軟件建立的扭力梁式后懸架的模型，圖中的數(shù)字標(biāo)號(hào)即為圖2中扭力梁式后懸架測試點(diǎn)的分布方式；

第二，在實(shí)際部件受力和易損壞部位，即關(guān)注部位，采用較大密度布置方式進(jìn)行布置；

第三，對(duì)于測試部件，采用奇數(shù)布點(diǎn)原則，可避開測試對(duì)象的節(jié)點(diǎn)位置。一般一個(gè)部件的對(duì)稱點(diǎn)處為該部件的節(jié)點(diǎn)，比如1/2、1/4處等。

整個(gè)模態(tài)實(shí)驗(yàn)采用單點(diǎn)激勵(lì)、單點(diǎn)響應(yīng)的測試方式，該方法具有測試思路清晰、方法簡單的特點(diǎn)。并且由于采用單個(gè)傳感器，減小了多個(gè)傳感器對(duì)測試對(duì)象的影響。測試中采用力錘進(jìn)行激勵(lì)，用加速度傳感器測量振動(dòng)響應(yīng)。

圖3 扭力梁式后懸架模態(tài)實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ?/p>

根據(jù)扭力梁式后懸架實(shí)際的運(yùn)行工況，可以得知扭力梁式后懸架主要承受X、Z方向的激勵(lì)，所以在模態(tài)測試過程中，分別對(duì)其X、Z方向進(jìn)行測試。測試完成后通過查看模態(tài)振型正交性檢驗(yàn)圖來判別本次實(shí)驗(yàn)的有效性。根據(jù)線性振動(dòng)系統(tǒng)特征值理論，任意兩個(gè)特征向量應(yīng)該是正交的。對(duì)于模態(tài)分析而言，任意兩階模態(tài)振型應(yīng)該是正交的，即他們的矢量積應(yīng)等于零。根據(jù)正交性準(zhǔn)則可以判斷扭力梁式后懸架模態(tài)實(shí)驗(yàn)的有效性。其固有頻率和振型如圖4所示。

從圖4可以發(fā)現(xiàn)模態(tài)振型的正交性較好，證明扭力梁式后懸架模態(tài)實(shí)驗(yàn)測試結(jié)果是較準(zhǔn)確的。

圖4 模態(tài)正交性驗(yàn)證圖

對(duì)扭力梁式后懸架模態(tài)實(shí)驗(yàn)的數(shù)據(jù)進(jìn)行分析并整理，得到扭力梁0～500 Hz頻段內(nèi)的自由模態(tài)頻率和振型，如表2所示。每1階模態(tài)頻率對(duì)應(yīng)的模態(tài)振型如圖5所示。

表2 扭力梁式后懸架模態(tài)實(shí)驗(yàn)固有頻率及振型

圖5 第1～7階模態(tài)振型圖

3 扭力梁式后懸架彎曲、扭轉(zhuǎn)疲勞實(shí)驗(yàn)

汽車行駛在不平路面上，扭力梁式后懸架不僅要受到由車輪傳遞的縱向力，還要承受垂直方向上的交變位移載荷。因此對(duì)扭力梁式后懸架進(jìn)行彎曲、扭轉(zhuǎn)疲勞實(shí)驗(yàn)，可確定扭力梁式后懸架在承載縱向力和垂直方向交變位移載荷作用下的疲勞壽命，同時(shí)確定扭力梁式后懸架疲勞破壞的形式。

3.1 彎曲、扭轉(zhuǎn)疲勞實(shí)驗(yàn)設(shè)備

對(duì)同規(guī)格、同型號(hào)的扭力梁式后懸架進(jìn)行彎曲、扭轉(zhuǎn)疲勞實(shí)驗(yàn)。圖6、圖7分別為彎曲疲勞臺(tái)架實(shí)驗(yàn)機(jī)、扭轉(zhuǎn)疲勞實(shí)驗(yàn)機(jī)及扭力梁式后懸架裝載方式的示意圖。

圖6 彎曲疲勞實(shí)驗(yàn)機(jī)

圖7 扭轉(zhuǎn)疲勞實(shí)驗(yàn)機(jī)

施加載荷的大小按疲勞實(shí)驗(yàn)機(jī)公司提供的實(shí)驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)TL82431進(jìn)行加載，標(biāo)準(zhǔn)TL82431如表3所示。

3.2 扭力梁式后懸架彎曲、扭轉(zhuǎn)疲勞實(shí)驗(yàn)方案

按照扭力梁式后懸架疲勞標(biāo)準(zhǔn)TL82431對(duì)扭力梁式后懸架試樣進(jìn)行彎曲、扭轉(zhuǎn)疲勞實(shí)驗(yàn)。扭力梁式后懸架的彎曲、扭轉(zhuǎn)疲勞實(shí)驗(yàn)方案如表4所示。

在每種載荷水平條件下各進(jìn)行三次臺(tái)架疲勞實(shí)驗(yàn)。把扭力梁式后懸架安裝在實(shí)驗(yàn)臺(tái)架上后，進(jìn)行彎曲、扭轉(zhuǎn)疲勞實(shí)驗(yàn)。

3.3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果以及破壞位置觀察

試樣進(jìn)行彎曲疲勞實(shí)驗(yàn)后均未發(fā)生各種形式的損壞，表明扭力梁式后懸架滿足彎曲疲勞實(shí)驗(yàn)的要求，但經(jīng)扭轉(zhuǎn)疲勞實(shí)驗(yàn)后，試樣焊縫處均產(chǎn)生裂紋，具體實(shí)驗(yàn)結(jié)果如表5所示。

根據(jù)表2與表6中的結(jié)果，以及同階模態(tài)振型圖的對(duì)比，可以得出如下幾點(diǎn)結(jié)果；

由表5中實(shí)驗(yàn)結(jié)果可知，該型號(hào)扭力梁式后懸架抗彎曲的能力比較強(qiáng)，而抗扭轉(zhuǎn)的能力比較差，并且主要損壞部位為橫梁與縱臂的焊縫處，說明兩個(gè)不同零部件間的連接處是疲勞工況的易損處。

表3 扭力梁式后懸架疲勞標(biāo)準(zhǔn)TL82431

4 對(duì)出現(xiàn)疲勞破壞的扭力梁進(jìn)行模態(tài)實(shí)驗(yàn)

采用與前面模態(tài)實(shí)驗(yàn)相同的測試方法，對(duì)發(fā)生疲勞破壞的扭力梁式后懸架進(jìn)行自由模態(tài)實(shí)驗(yàn)，如圖8、圖9所示。通過模態(tài)實(shí)驗(yàn)，得到破損扭力梁式后懸架0～500 Hz內(nèi)的固有頻率和模態(tài)振型，見表6，各階對(duì)應(yīng)的模態(tài)振型如圖10所示。

圖8 破損件懸掛方式和布點(diǎn)

圖9 扭力梁式后懸架破損位置

表4 彎曲、扭轉(zhuǎn)疲勞實(shí)驗(yàn)方案

表5 彎曲、扭轉(zhuǎn)疲勞實(shí)驗(yàn)結(jié)果

表6 破損的扭力梁式后懸架模態(tài)實(shí)驗(yàn)結(jié)果

圖10 第1～7階模態(tài)振型圖

根據(jù)表2與表6以及同階模態(tài)振型圖對(duì)比，可以得出如下幾點(diǎn)結(jié)論：

(1)扭力梁式后懸架發(fā)生疲勞破壞前后的第1階、第3階、第5階和第6階的模態(tài)振型保持一致，固有頻率發(fā)生小幅度的波動(dòng)。

(2)扭力梁式后懸架發(fā)生疲勞破壞前后的第2階固有頻率發(fā)生小幅度的變動(dòng)，但其第2階模態(tài)振型由扭桿1階彎曲變?yōu)榕U和橫梁均出現(xiàn)彎曲。經(jīng)分析，扭力梁式后懸架發(fā)生疲勞破壞前后出現(xiàn)模態(tài)振型變化的原因是縱臂與橫梁的焊接處產(chǎn)生疲勞破壞。

(3)扭力梁式后懸架發(fā)生疲勞破壞前后的第4階模態(tài)振型未出現(xiàn)變化，但其固有頻率由260 Hz變?yōu)?50 Hz。而根據(jù)振動(dòng)力學(xué)相關(guān)理論，結(jié)構(gòu)的固有頻率與結(jié)構(gòu)剛度的平方根成正比例關(guān)系，可以判定第4階固有頻率的降低與焊縫的開裂有關(guān)。

(4)扭力梁式后懸架發(fā)生疲勞破壞前后的第7階Z向的固有頻率基本沒變，發(fā)生疲勞破壞后的后懸架X方向的固有頻率未能測到，并且第7階的模態(tài)振型出現(xiàn)變化，橫梁由4階彎曲變?yōu)闄M梁中部2階彎曲。

5 結(jié)語

(1)通過對(duì)扭力梁式后懸架進(jìn)行模態(tài)實(shí)驗(yàn)分析，得到了該扭力梁式后懸架在自由狀態(tài)下的固有頻率和相應(yīng)的模態(tài)振型。

(2)模態(tài)實(shí)驗(yàn)中，測點(diǎn)布置對(duì)于整個(gè)模態(tài)實(shí)驗(yàn)至關(guān)重要，為了盡可能得到更加準(zhǔn)確的模態(tài)參數(shù)，對(duì)于對(duì)稱結(jié)構(gòu)，可以采用奇數(shù)布點(diǎn)原則，能夠有效避開結(jié)構(gòu)的節(jié)點(diǎn)對(duì)實(shí)驗(yàn)的影響。

(3)對(duì)扭力梁式后懸架進(jìn)行疲勞實(shí)驗(yàn)，發(fā)現(xiàn)扭力梁式后懸架抵抗彎曲變形的能力較強(qiáng)，但是抵抗扭轉(zhuǎn)變形時(shí)表現(xiàn)不是很好。

(4)分別對(duì)未破損和破損的扭力梁式后懸架進(jìn)行模態(tài)實(shí)驗(yàn)，發(fā)現(xiàn)扭力梁式后懸架焊縫的微小損壞對(duì)扭力梁式后懸架的模態(tài)頻率分布影響并不大，但對(duì)個(gè)別頻率值和某些頻率下的模態(tài)振型有一定影響。

[1]陳家瑞.汽車構(gòu)造(下冊(cè))[M].北京：人民交通出版社，2006.

[2]何艷則.基于多體動(dòng)力學(xué)的轎車扭轉(zhuǎn)梁懸架運(yùn)動(dòng)學(xué)及NVH特性下的參數(shù)匹配優(yōu)化研究[D].合肥：合肥工業(yè)大學(xué)，2009.

[3]KORONIAS GEORGE.Elastomultibody dynamics of RWD axle whine phenomena[D]. Loughborough Leicestershire:Loughborough University,2012.

[4]羅明軍，宋立新，趙永玲，等.模態(tài)實(shí)驗(yàn)在后扭力梁上的應(yīng)用[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2013(8)：54-56.

[5]范大力，董大偉，丁渭平，等.襯套剛度對(duì)扭力梁懸架模態(tài)分布影響研究[J].噪聲與振動(dòng)控制，2015，35(6)：47-51.

[6]黃志超，管昌海，呂世亮，等.噴丸強(qiáng)化對(duì)提高汽車扭力梁疲勞壽命的研究[J].鍛壓技術(shù)，2016，41(4)：115-121.

[7]陳晗，宋漢文.應(yīng)變模態(tài)分析及其與位移模態(tài)的關(guān)系研究[J].噪聲與振動(dòng)控制，2016，36(4)：7-13.

[8]徐浩軒.扭力梁懸架結(jié)構(gòu)與運(yùn)動(dòng)特性分析[D].重慶：重慶大學(xué)，2012.

Experimental Study on Modals and Fatigue of Torsional Beam Rear Suspensions

HUANG Zhi-chao,WANG Jiu-zhou,CHENG Liang
(Key Laboratory for Conveyance and Equipment,Ministry of Education China,East China Jiaotong University,Nanchang 330013,China)

Torsional beam rear suspension is an important load-bearing component in automobile’s driving system.It is subjected to the excitations with different amplitudes and different frequencies under different driving conditions.When the excitation frequency and the natural frequency of the torsional beam rear suspension are close each other,the torsional beam rear suspension resonates,and then the fatigue fracture may occur.In this paper,through the modal test,the natural frequencies and the modal shapes of the torsional-beam structure are obtained.Then,bending and torsion fatigue tests of the torsional beams of the same type are carried out to get the specific forms of the fatigue damage.Finally,the modal experiments are carried out on the damaged torsional beam rear suspension.The natural frequencies and modal shapes of the healthy torsional beam rear suspension and the damaged one are mutually compared and analyzed.It is found that the torsional beam rear suspension with fatigue damage has a great change in the modal shapes comparing with the healthy suspension,but the frequencies and the frequency distributions of both structures are essentially the same.

vibration and wave;torsional beam rear suspension;modal test;fatigue test;natural frequency;modal shape

U463.3

A

10.3969/j.issn.1006-1355.2017.06.024

1006-1355(2017)06-0115-05

2017-05-22

國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51565014)；江西省高等學(xué)?？萍悸涞赜?jì)劃資助項(xiàng)目（KJLD13035）

黃志超（1971-），男，江西省撫州市人，博士生導(dǎo)師，主要研究方向?yàn)槠嚭髽騈VH。E-mail:hzcosu@163.com