預(yù)應(yīng)力對(duì)汽車減震器固有頻率的影響

穆增國，張紀(jì)平，李洪明

(中北大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)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(zhì)量和工作性能的好壞，對(duì)汽車行駛的穩(wěn)定性有重要影響，甚至?xí)绊懫嚻渌考氖褂脡勖?。所以讓減震器一直處于正常的工作狀態(tài)非常重要。

本文以某型號(hào)汽車作為研究對(duì)象，通過整車道路試驗(yàn)發(fā)現(xiàn)車內(nèi)異響產(chǎn)生的頻率為270～300Hz。當(dāng)汽車低速行駛過程中,筒式減振器活塞不斷進(jìn)行往復(fù)運(yùn)動(dòng)，在運(yùn)動(dòng)過程中提供阻尼力。當(dāng)復(fù)原行程轉(zhuǎn)換為壓縮行程時(shí),減振器空程使活塞桿軸向振動(dòng)，此種振動(dòng)經(jīng)過減震器上側(cè)固定器傳遞到車身，當(dāng)該振動(dòng)頻率與減震器固有頻率接近或重合時(shí),發(fā)生共振并產(chǎn)生數(shù)百赫茲聲音[1]。宋睿等人認(rèn)為轎車減震器異響為結(jié)構(gòu)傳遞性異響，且異響頻率為250～450Hz[2]。舒紅宇等人認(rèn)為減震器的結(jié)構(gòu)噪聲發(fā)生在活塞桿復(fù)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(rèn)為車輛在某些工況下導(dǎo)致減震器高頻振動(dòng)，當(dāng)振動(dòng)頻率達(dá)到減振器的固有頻率時(shí)振幅急劇增加，發(fā)生共振現(xiàn)象，產(chǎn)生噪聲并傳遞到車內(nèi)[4]。所以要了解汽車減震器的振動(dòng)情況，需要對(duì)汽車減震器進(jìn)行自由模態(tài)分析和預(yù)應(yīng)力模態(tài)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(fā)生共振。

1 汽車減震器有限元模型的建立

首先對(duì)減震器進(jìn)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(jìn)行網(wǎng)格劃分，并對(duì)汽車減震器各部件進(jìn)行綁定約束；然后利用ANSYS-workbench對(duì)汽車減震器進(jìn)行自由模態(tài)分析和預(yù)應(yīng)力模態(tài)分析，其中模態(tài)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(jiǎn)單示意圖

1.1 材料屬性

該型號(hào)汽車減震器由不同部件進(jìn)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(shù)

1.2 網(wǎng)格劃分

本文采用六面體網(wǎng)格對(duì)汽車減震器各部件進(jìn)行網(wǎng)格劃分，以保證結(jié)果的準(zhǔn)確性。汽車減震器網(wǎng)格單元數(shù)目為106030，節(jié)點(diǎn)數(shù)目為133454。圖2為汽車減振器整體的網(wǎng)格劃分圖。

圖2 汽車減振器整體的網(wǎng)格劃分圖

2 模態(tài)分析

2.1 模態(tài)分析理論方法

由Hamilton 變分原理得出其運(yùn)動(dòng)方程為

(1)

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

(2)

其中：[M]為結(jié)構(gòu)質(zhì)量陣；[K]為結(jié)構(gòu)剛度陣；{u}為結(jié)構(gòu)位移。預(yù)應(yīng)力效應(yīng)帶來的附加剛度也可以用剛度陣表示。

2.2 自由模態(tài)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(tài)。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(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

本實(shí)驗(yàn)通過某振動(dòng)和噪聲技術(shù)研究所的DASP V10來進(jìn)行數(shù)據(jù)采集及信號(hào)處理。該實(shí)驗(yàn)通過錘擊法進(jìn)行采樣測(cè)量，首先沿著某型號(hào)汽車減震器軸向均勻放置5個(gè)加速度傳感器，加速度傳感器用來進(jìn)行測(cè)量信號(hào)數(shù)據(jù)；其次通過錘擊法重復(fù)進(jìn)行3組實(shí)驗(yàn)，然后將得到的時(shí)域波形進(jìn)行傅里葉變換，挑選其中比較好的頻響函數(shù)進(jìn)行Poly_LSCF分析，得到集總傳遞函數(shù)穩(wěn)態(tài)圖(圖4)。表4為Poly_LSCF法模態(tài)擬合結(jié)果。

圖4 Poly_LSCF法分析集總傳遞函數(shù)穩(wěn)態(tài)圖

表4 仿真模態(tài)和實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)對(duì)比

對(duì)汽車減震器相關(guān)性分析如圖5所示，主對(duì)角線模態(tài)MAC值為1，MAC非對(duì)角元值遠(yuǎn)<1，說明各階計(jì)算振型獨(dú)立性越好。各階模態(tài)的相關(guān)性很小，模態(tài)之間出現(xiàn)混淆的可能性很低，所以本實(shí)驗(yàn)結(jié)果可信。

通過對(duì)汽車減震器自由模態(tài)進(jìn)行分析后發(fā)現(xiàn)，最小階數(shù)頻率959.66Hz，遠(yuǎn)>300Hz，所以對(duì)汽車減震器自由模態(tài)分析不能準(zhǔn)確反映汽車減震器工作過程中的振動(dòng)頻率。接下來要對(duì)汽車減震器進(jìn)行預(yù)應(yīng)力模態(tài)分析，來驗(yàn)證汽車減震器在不同工況下的振動(dòng)頻率是否在270～300Hz內(nèi)。

圖5 模態(tài)MAC圖

2.4 預(yù)應(yīng)力模態(tài)

預(yù)應(yīng)力模態(tài)分析用于計(jì)算有預(yù)應(yīng)力結(jié)構(gòu)的固有頻率和振型[5]。施加在汽車減震器上的兩種預(yù)應(yīng)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(yù)應(yīng)力 單位：N

A—活塞桿上端受力位置；B—緩沖塊施力位置；C—導(dǎo)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(jìn)行預(yù)應(yīng)力模態(tài)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(yù)應(yīng)力模態(tài)。

工況1和空載工況下的前6階預(yù)應(yīng)力模態(tài)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(yù)應(yīng)力模態(tài)的前2階固有頻率都在200～300Hz范圍內(nèi)，接近異響發(fā)生頻率270～300Hz，而且前2階模態(tài)陣型特征都為活塞桿軸向伸縮振動(dòng)，由引言中所引用文獻(xiàn)[1]的內(nèi)容可得出：汽車減震器在前2階預(yù)應(yīng)力模態(tài)下易與汽車車身發(fā)生共振，引發(fā)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(yù)應(yīng)力模態(tài)

表6 工況1和空載工況作用下汽車減震器前6階預(yù)應(yīng)力模態(tài)固有頻率及振型特征

2.5 不同預(yù)應(yīng)力下的模態(tài)分析

表7為不同預(yù)應(yīng)力下各階模態(tài)頻率。

表7 不同預(yù)應(yīng)力下各階模態(tài)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(yù)應(yīng)力對(duì)汽車減震器固有頻率影響較小。預(yù)應(yīng)力的加載可以使減震器的固有頻率有所降低。

3 結(jié)語

1) 相較于自由模態(tài)分析，預(yù)應(yīng)力模態(tài)下的頻率和振型更接近汽車減震器真實(shí)工作時(shí)的工作頻率和振型，更能反映汽車減震器工作時(shí)的振動(dòng)特性。

2) 預(yù)應(yīng)力的加載可以使汽車減震器在有預(yù)應(yīng)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(yù)應(yīng)力模態(tài)前2階固有頻率都接近汽車異響發(fā)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(chǎn)生，以避免車內(nèi)產(chǎn)生異響。