某汽車?yán)戎Ъ艿臄嗔逊治黾案倪M(jìn)設(shè)計

劉 慶，李 倩，陸志成

某汽車?yán)戎Ъ艿臄嗔逊治黾案倪M(jìn)設(shè)計

劉 慶1，李 倩1，陸志成2

（1.河南工學(xué)院 車輛與交通工程學(xué)院，河南 新鄉(xiāng) 453003；2.神龍汽車有限公司 技術(shù)中心，湖北 武漢 430056）

針對振動耐久性試驗中某車型喇叭系統(tǒng)支架發(fā)生的斷裂失效問題，建立汽車?yán)戎Ъ芟到y(tǒng)的有限元分析模型，對喇叭支架進(jìn)行了模態(tài)、頻率響應(yīng)及疲勞分析，分析了喇叭支架工作中產(chǎn)生斷裂的原因,并提出了結(jié)構(gòu)改進(jìn)方案。仿真計算和試驗結(jié)果均表明，新方案的設(shè)計滿足喇叭支架系統(tǒng)的抗疲勞強(qiáng)度和疲勞壽命的要求，其改進(jìn)設(shè)計方法對類似結(jié)構(gòu)設(shè)計具有參考意義。

喇叭支架；振動疲勞；動應(yīng)力

在實際工程中，許多結(jié)構(gòu)在承受動態(tài)載荷（如振動、沖擊、噪聲載荷等）時會產(chǎn)生不同的振動響應(yīng)，雖然這種動態(tài)載荷一般遠(yuǎn)小于靜態(tài)載荷下的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度極限，但在其反復(fù)作用下，結(jié)構(gòu)會產(chǎn)生裂紋并導(dǎo)致突然斷裂，從而造成嚴(yán)重后果，這種現(xiàn)象被稱為振動疲勞破壞[1-4]。

振動疲勞是指結(jié)構(gòu)的疲勞破壞與結(jié)構(gòu)的振動響應(yīng)（包括結(jié)構(gòu)固有頻率、交變載荷變化頻率、振動幅值、振動相位和結(jié)構(gòu)的振型等模態(tài)）密切相關(guān)的失效現(xiàn)象。與主要考慮結(jié)構(gòu)設(shè)計上應(yīng)力應(yīng)變分布的靜態(tài)疲勞不同，振動疲勞將靜態(tài)疲勞和結(jié)構(gòu)動力學(xué)相結(jié)合，著重考慮結(jié)構(gòu)的動力學(xué)響應(yīng)[5-7]。

本文試以因振動疲勞而造成的某車型喇叭支架斷裂問題為例，將有限元振動疲勞分析方法和試驗方法相結(jié)合，驗證有限元仿真模型的正確性，據(jù)此在原模型的基礎(chǔ)上通過加強(qiáng)斷裂位置局部結(jié)構(gòu)的剛度對其進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計，并順利通過試驗驗證。

1 喇叭支架的斷裂分析

在汽車行駛過程中，喇叭系統(tǒng)因承受來自外部的各種動態(tài)載荷（如位移激勵、加速度激勵）而產(chǎn)生振動響應(yīng)。通過耐久臺架試驗，可以預(yù)測該系統(tǒng)結(jié)構(gòu)中的薄弱環(huán)節(jié)，即容易產(chǎn)生斷裂的部位，進(jìn)而改進(jìn)設(shè)計。測試的掃頻范圍為20～250Hz，在不同的頻率段內(nèi)，加速度激勵大小不同，如表1所示。喇叭支架的斷裂情況如圖1所示。

表1 振動試驗要求

圖1 喇叭支架斷裂件

試驗測得喇叭支架系統(tǒng)的共振頻率為23.98Hz，該頻率落在20～27Hz頻段中，此時的激勵為4g，激勵最大。該喇叭支架的斷裂是由加速度激勵引起局部模態(tài)與載荷的振動耦合造成的，屬于支架的振動疲勞失效，可以借助有限元振動疲勞分析方法來分析該喇叭支架的斷裂問題，并找到改進(jìn)方案。

2 有限元模型的建立

汽車?yán)认到y(tǒng)由喇叭支架、喇叭本體及喇叭避震片（兩個1mm的避震片）組成，避震片與喇叭支架和喇叭本體均通過一個M8的螺栓連接，喇叭支架通過一個M8的螺栓固定在汽車前縱梁上，并通過縱梁定位槽定位，如圖2所示。

圖2 喇叭支架的三維模型

該汽車?yán)认到y(tǒng)中，喇叭本體的質(zhì)量為0.2kg，在有限元模型中用集中質(zhì)量進(jìn)行模擬，通過RBE3單元與避震片連接，避震片及支架和喇叭本體及支架與縱梁之間采用RBE2單元共節(jié)點連接方式，由于質(zhì)量會影響喇叭總成的模態(tài)，在模型中也應(yīng)考慮連接避震片與支架的螺栓質(zhì)量，通過集中質(zhì)量進(jìn)行模擬。

根據(jù)以上思路，借助HyperMesh軟件建立該汽車?yán)认到y(tǒng)的有限元模型，并定義相應(yīng)的材料特性和邊界條件，如圖3所示。喇叭支架的材料牌號為DC01，屈服應(yīng)力為216MPa，拉伸極限為345MPa，疲勞極限為115MPa，剪切模量為90,000 MPa[8]，避震片的材料為65Mn；邊界條件為安裝喇叭支架的鈑金件截面全約束。

圖3 喇叭支架的有限元網(wǎng)格模型

3 喇叭支架的有限元仿真分析

3.1 結(jié)構(gòu)阻尼的確定

阻尼是結(jié)構(gòu)抗振分析中的一個重要因素，對系統(tǒng)的響應(yīng)有較大的影響，是結(jié)構(gòu)動力分析的基本參數(shù)。目前，動力學(xué)分析采用的阻尼類型有結(jié)構(gòu)阻尼與粘滯阻尼。結(jié)構(gòu)阻尼是假設(shè)結(jié)構(gòu)振動時, 阻尼力與單元力成正比,方向與單元變形率方向相反；粘滯阻尼是假定阻尼力與質(zhì)點的運動速度成正比。實際結(jié)構(gòu)分析中，主要采用粘滯阻尼理論。

為了確定阻尼的大小，首先將CAE仿真與試驗進(jìn)行加速度響應(yīng)對標(biāo)，測量點為支架與避震片連接處，試驗測得該處的加速度值為313,980mm/s2。通過大量的對標(biāo)，最終選取全局結(jié)構(gòu)阻尼=0.06。喇叭系統(tǒng)有一個避震片，具有很好的彈性，避震片的單元阻尼定義為e=0.04。最后仿真得到支架與避震片連接處的加速度為314,359mm/s2，與試驗結(jié)果吻合較好。加速度響應(yīng)曲線如圖4所示。

圖4 加速度響應(yīng)曲線

3.2 有限元模型的模態(tài)分析

利用專業(yè)的線性分析軟件Nastran對有限元模型進(jìn)行模態(tài)分析，確定其第一階振動模態(tài)。仿真中第一階模態(tài)頻率為24.28Hz，方向為方向，試驗測得在試驗臺架上的向振動頻率第一個峰值為24Hz，仿真值與試驗值相吻合，驗證了建模方法及阻尼定義的合理性。仿真及試驗的模態(tài)結(jié)果如圖5所示。

圖5 喇叭支架模態(tài)結(jié)果

3.3 有限元模型的頻率響應(yīng)分析

利用Nastran軟件求解器，基于試驗的邊界在20～27Hz的頻率范圍內(nèi)，在三個方向上用4g的加速度激勵分別進(jìn)行頻率響應(yīng)分析，全局結(jié)構(gòu)阻尼大小為0.06，避震片單元阻尼為0.1，計算出每個方向的動應(yīng)力值，結(jié)果如表2所示，應(yīng)力位置如圖6所示，方向上應(yīng)力最大值均出現(xiàn)在24Hz，向的應(yīng)力值最大，出現(xiàn)在倒角區(qū)域，與試驗破壞的位置相符，進(jìn)一步驗證了建模的合理性。

表2 喇叭支架在24Hz/4g加速度下激勵的結(jié)果

圖6 喇叭支架在24Hz/4g加速度下激勵的動應(yīng)力云圖

4 喇叭支架的改進(jìn)設(shè)計

4.1 改進(jìn)方案的描述

解決該支架斷裂問題的關(guān)鍵是降低喇叭支架折邊過渡區(qū)域的應(yīng)力，通?？梢圆捎玫姆椒ㄖ饕衃9-10]：（1）使用更高強(qiáng)度的材料；（2）對弱區(qū)進(jìn)行加強(qiáng)，降低局部應(yīng)力值；（3）改變支架結(jié)構(gòu)，例如可將支架折彎區(qū)域與根部距離加長、寬度尺寸加大。

本文采用第二種方法，在喇叭支架與車身固定的區(qū)域加一個厚度為2mm的加強(qiáng)板，尺寸及材料與原喇叭支架結(jié)構(gòu)底部保持一致，通過加強(qiáng)根部的剛度來提高支架的模態(tài)頻率，使模態(tài)頻率達(dá)到27～100Hz之間，將振動激勵載荷降到1.5g，從而減小共振時動應(yīng)力值，最終優(yōu)化方案如圖7所示。

圖7 喇叭支架改進(jìn)后的方案

4.2 改進(jìn)方案的有限元分析

對改進(jìn)后的模型進(jìn)行模態(tài)分析，從模態(tài)結(jié)果可知，第一階模態(tài)頻率從24.28Hz提高為28.09Hz，模態(tài)振型仍為系統(tǒng)的向彎曲振動，試驗測得的頻率為28.2Hz，與仿真結(jié)果相吻合，結(jié)果如圖8所示。

對改進(jìn)后的模型進(jìn)行掃頻步長為0.5Hz的頻率響應(yīng)分析，在共振頻段區(qū)域，該方案的共振頻率（帶支架與避振片）為28.09Hz，在27～100Hz范圍內(nèi)，此時的激勵為1.5g，在、、三方向上分別進(jìn)行頻率響應(yīng)分析，計算出此時的動應(yīng)力值，結(jié)果發(fā)現(xiàn)、、三個方向上的動應(yīng)力最大值均出現(xiàn)在28Hz，應(yīng)力最大值在圓孔區(qū)域，折彎區(qū)域應(yīng)力較小，如圖9所示。改進(jìn)前后支架耐久振動強(qiáng)度比較如表3所示。

圖8 改進(jìn)后喇叭支架模態(tài)結(jié)果

圖9 改進(jìn)后方案喇叭支架應(yīng)力云圖

表3 改進(jìn)前后支架耐久振動強(qiáng)度比較

低周疲勞校核：低周疲勞破壞的極限應(yīng)力可以利用Neuber應(yīng)力計算公式（1）確定，得出其應(yīng)力標(biāo)準(zhǔn)值為404MPa。仿真結(jié)果中，向動應(yīng)力最大值為293.9MPa，遠(yuǎn)小于Neuber應(yīng)力值，因此，改進(jìn)方案不會出現(xiàn)低周疲勞問題。

式中，為剪切模量，=90,000 MPa；e0.2為支架材料的屈服強(qiáng)度，e0.2=216MPa。

高周疲勞校核(疲勞壽命計算)：根據(jù)-疲勞壽命計算公式（2），計算出喇叭系統(tǒng)承受向最大應(yīng)力下的壽命為=1.1×106，接近無限壽命，因此，改進(jìn)方案不存在高周疲勞問題。

式中，為交變應(yīng)力值，即掃頻段的仿真動態(tài)應(yīng)力值，=293.9MPa；e為材料的疲勞極限，e=115MPa；為斜率，=9。

4.3 改進(jìn)方案的試驗驗證

針對改進(jìn)方案，進(jìn)行振動疲勞試驗驗證。根據(jù)實驗要求，在三個方向上進(jìn)行掃頻試驗。試驗完成后，新方案下支架沒有破壞，也沒有產(chǎn)生裂紋，試驗通過。

5 結(jié)語

本文對喇叭支架系統(tǒng)的斷裂原因進(jìn)行了分析，發(fā)現(xiàn)支架的局部振動模態(tài)與載荷的振動產(chǎn)生了耦合，造成支架的振動疲勞破壞。有限元振動疲勞分析和試驗結(jié)果表明，加強(qiáng)斷裂點局部結(jié)構(gòu)的剛度可以降低振動激勵載荷，從而減小共振時的動應(yīng)力值，新方案的設(shè)計滿足了喇叭支架系統(tǒng)的抗疲勞強(qiáng)度和疲勞壽命要求。同時，仿真人員可以借鑒本次改進(jìn)思路進(jìn)行相關(guān)結(jié)構(gòu)優(yōu)化分析。

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Fracture Analysis and Improved Design of Vehicle Horn Bracket

LIU Qing1，LI Qian1，LU Zhi-cheng2

(1.College of Vehicle and Transportation Engineering, Henan Institute of Technology, Xinxiang 453003, China; 2.Technology Center, Dongfeng Peugeot Citroen Automobile Company Ltd, Wuhan 430056, China)

For the fracture failure problem of vehicle horn bracket in vibration failure test, The finite element analysis model of vehicle horn bracket system is established. The modal analysis, frequency response analysis, failure analysis of the model is conducted and the fracture reasons of horn bracket are obtained. Then we can get the improved design by adjusting local structure of horn bracket. The analysis and test results show that the new design meets horn bracket’s requirements of fatigue strength and fatigue life. Research methods of this paper can be a reference value in similar structure optimization design．

horn bracket; vibration fatigue; dynamic stress

TH463

A

2096–7772(2020)03–0019–05

2020-03-06

劉慶（1983―），男，河南新鄉(xiāng)人，講師，碩士，主要從事機(jī)械設(shè)計及制造、汽車CAD/CAE研究。

（責(zé)任編輯呂春紅）