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摘 要： 本文主要利用有限元理论对某汽车的副车架结构进行建模，并分析副车架的自由模态等NVH性能，然后根据分析结果进行结构优化，确保不会与各激振频率发生共振，且副车架强度满足要求，同时要做到重量最轻和成本最低。
关键词： 汽车；副车架；NVH性能；模态
随着汽车技术的不断发展，用户对汽车的要求不仅仅局限于代步工具或运输工具，对NVH整车舒适性也有了更高的要求。汽车行驶时，用户随时随地都能感受到振动噪声，其对NVH性能敏感度非常高，所以NVH性能是汽车非常重要的商品性之一，也是体现主机厂竞争力的核心技术之一。
1副车架的组成
汽车副车架是底盘重要的承载零件，主要支撑悬架、转向、动力总成等系统，同时衰减由路面、发动机及传动系统产生的振动激励噪声。副车架结构复杂，如图1所示为某汽车前副车架，是典型的蝶形副车架结构，主要由上板、下板、摆臂安装支架及车身安装塔座组成。
2.NVH及有限元理论简介
2.1 NVH概述
NVH主要包括三部分：振动、噪声以及声振粗糙度。不同的车型以及不同的企业对于汽车NVH性能的评价方法和评价标准存在差异，但是一般都是按照主观评价和客观评价两个方面进行。客观评价指的是利用专门的仪器以及专门的模拟方法来对汽车内部的噪声情况进行检测分析，判断车内的NVH水平。主观评价指的是汽车使用人员直接乘坐测试车辆，通过主观感受进行打分评价汽车的NVH水平。
对于汽车的振动噪声而言，要想进行噪声传递需要包括完整的三部分：噪声源、振动传递以及噪聲发射。汽车的发动机、传动系统等部分均是噪声源，车辆行驶过程中亦会产生风噪和胎噪。其中主要的噪声源是发动机和传动系统，最终振动噪声会传递给车内驾驶员和乘客。
2.2有限元理论
有限元理论是在数学理论以及工程理论综合的基础上发展起来的，有限元理论是借助相关技术将求解区域进行离散，最终离散为有限个按照特定方式排列的组合体，借助有限元理论能够构造几何性质复杂的模型。利用有限元理论可以利用单元内的近似函数进行优化表征全求解域中的其他部分函数。
3.副车架建模及NVH性能分析
3.1副车架建模
我们采用有限元分析软件进行副车架模型的搭建，副车架结构属于板金冲压件，所以采用二维壳单元进行网格划分。为进行网格划分，采用Hypermesh软件中的automesh模块进行分析，在划分中采用混合划分的方法进行，网格的单元边长确定为5mm。在完成网格划分之后，还需要检查构建网格单元的质量，采用Tool中的checkelems命令进行操作。通过分析来确定网格单元中存在的问题，针对问题进行适度调整，以保证网格质量满足实际要求。
完成了对副车架各零件网格的划分和连接工作后，需要对各零件赋予材料特性和单元属性。原始副车架零件主要采用的是高强度钢SAPH440，具体材料特性见表1。在Hypermesh软件中赋予副车架材料为钢材，并赋予钢材的弹性模量以及密度和泊松比。通过PSHELL定义各个板材的厚度。为保证模型与真实样件接近，采用RBE2模拟焊缝。
利用Hypermesh进行有限元模型建模，最终构建的模型如图2所示。
3.2副车架NVH性能分析
3.2.1模态分析
模态是结构系统的固有振动特性。线性系统的自由振动被解耦合为N个正交的单自由度振动系统，对应系统的N个模态。每一个模态具有特定的固有频率、阻尼比和模态振型。这些模态参数可以由计算或试验分析取得，这样一个计算或试验分析过程称为模态分析。针对汽车的副车架，可以采用模态分析来得到其振动特性，同时评价其NVH性能是否达到目标要求。
对于前副车架，我们主要的分析的是单体的自由模态，模态频率和振型如表2所示。主要的评价指标为一阶扭转模态和一阶弯曲模态。
3.2.2激励频率分析
通过对副车架模态分析能够得到其自由模态固有频率，判断是否能避开车身声腔模态和发动机引起的振动频率以及轮胎的声腔模态，以避免共振，并以此来评价副车架的NVH性能。
一般车身的二阶声腔模态频率在130Hz左右，轮胎的声腔模态频率在210Hz左右。
副车架模态频率要求避开激振频率10%以上，故我们定义副车架模态频率目标为：一阶扭转150 Hz以上，一阶弯曲230Hz以上。从仿真结果看，副车架模态频率满足NVH目标要求，不会与激励产生共振。
4.副车架性能优化
4.1优化理论
我们不仅需要避免副车架固有频率和发动机振动频率、车身声腔模态和轮胎声腔模态共振。还需要考虑在满足NVH性能目标和强度要求的前提下对副车架进行结构拓扑优化以达到减重降本的目的。
我们利用OptiStruct软件来对该汽车前副车架结构进行结构拓扑优化，一般进行设计优化的过程中需确定三个要素，包括优化目标、约束条件及设计变量。在保证约束条件即模态和强度满足要求的前提下，同时做到优化目标即质量最小和成本最低。根据该车型的实际情况确定三要素如下：
（1）优化目标：质量最小，成本最低。
（2）约束条件：自由模态频率一阶扭转大于150Hz，一阶弯曲大于230Hz；满足强度要求。
（3）设计变量：副车架钣金厚度，副车架截面形状尺寸。
4.2优化方法及性能校核
一般副车架结构优化有以下方向：
1、副车架主要截面加大，内部适当增加加强板，可适当减小本体板厚。
2、本体尺寸、跨距适当减小，摆臂、车身安装点悬臂长度避免过长。
3、避免截面突变，尽量保证型面平顺过渡。
4、安装点尽量布置在副车架模态振型的节点上。
如图3所示，对副车架本体主体截面加大，增加内加强板，板厚由2.5mm减小至2.3mm，同时减小车身安装塔座悬臂长度，过渡型面适当优化。最终副车架自由模态结果为：一阶扭转模态为160Hz，一阶弯曲模态为235 Hz，。重量由16.5kg下降为15.5kg，重量减轻，同时NVH性能满足目标要求，说明优化效果较好。
NVH性能达到要求后，副车架本体结构整体的框架基本可确定下来，后面根据强度分析结果，局部结构加强即可，这样可提高效率，避免多次修改。
我们使用Hypermesh软件来对NVH优化后的副车架进行强度校核，经仿真分析各工况下副车架的最大应力值为178.4MPa。
因副车架是汽车结构中的重要安全件，因此我们确定其安全系数为1.5。副车架材料SAPH440的屈服强度为305MPa，故最大应力在考虑安全系数的情况下仍小于材料屈服强度，满足强度要求。
结论
利用有限元软件对某车型的前副车架进行建模和模态分析，得出该副车架模态避开了汽车发动机激振频率、车身声腔模态频率及轮胎声腔模态频率，NVH性能满足要求，不会发生共振。为了进一步减重降本，还进行了结构优化，重量从16.5kg减轻为15.5kg，减重效果明显，同时NVH性能和强度均满足要求。
参考文献
[1]赵文杰，唐培，刘涛，姜耀全.基于模态分析的整车加速轰鸣噪声研究与优化[J].上海汽车，2017（08）：13-16.
[2]冯一鸣，沈继伟，朱茂桃.乘用车副车架NVH性能分析[J].时代汽车，2017（14）：69-72.
[3]董苗静.麦弗逊摆臂大衬套布置方位研究[J].南方农机，2017，48（06）：51.
关键词： 汽车；副车架；NVH性能；模态
随着汽车技术的不断发展，用户对汽车的要求不仅仅局限于代步工具或运输工具，对NVH整车舒适性也有了更高的要求。汽车行驶时，用户随时随地都能感受到振动噪声，其对NVH性能敏感度非常高，所以NVH性能是汽车非常重要的商品性之一，也是体现主机厂竞争力的核心技术之一。
1副车架的组成
汽车副车架是底盘重要的承载零件，主要支撑悬架、转向、动力总成等系统，同时衰减由路面、发动机及传动系统产生的振动激励噪声。副车架结构复杂，如图1所示为某汽车前副车架，是典型的蝶形副车架结构，主要由上板、下板、摆臂安装支架及车身安装塔座组成。
2.NVH及有限元理论简介
2.1 NVH概述
NVH主要包括三部分：振动、噪声以及声振粗糙度。不同的车型以及不同的企业对于汽车NVH性能的评价方法和评价标准存在差异，但是一般都是按照主观评价和客观评价两个方面进行。客观评价指的是利用专门的仪器以及专门的模拟方法来对汽车内部的噪声情况进行检测分析，判断车内的NVH水平。主观评价指的是汽车使用人员直接乘坐测试车辆，通过主观感受进行打分评价汽车的NVH水平。
对于汽车的振动噪声而言，要想进行噪声传递需要包括完整的三部分：噪声源、振动传递以及噪聲发射。汽车的发动机、传动系统等部分均是噪声源，车辆行驶过程中亦会产生风噪和胎噪。其中主要的噪声源是发动机和传动系统，最终振动噪声会传递给车内驾驶员和乘客。
2.2有限元理论
有限元理论是在数学理论以及工程理论综合的基础上发展起来的，有限元理论是借助相关技术将求解区域进行离散，最终离散为有限个按照特定方式排列的组合体，借助有限元理论能够构造几何性质复杂的模型。利用有限元理论可以利用单元内的近似函数进行优化表征全求解域中的其他部分函数。
3.副车架建模及NVH性能分析
3.1副车架建模
我们采用有限元分析软件进行副车架模型的搭建，副车架结构属于板金冲压件，所以采用二维壳单元进行网格划分。为进行网格划分，采用Hypermesh软件中的automesh模块进行分析，在划分中采用混合划分的方法进行，网格的单元边长确定为5mm。在完成网格划分之后，还需要检查构建网格单元的质量，采用Tool中的checkelems命令进行操作。通过分析来确定网格单元中存在的问题，针对问题进行适度调整，以保证网格质量满足实际要求。
完成了对副车架各零件网格的划分和连接工作后，需要对各零件赋予材料特性和单元属性。原始副车架零件主要采用的是高强度钢SAPH440，具体材料特性见表1。在Hypermesh软件中赋予副车架材料为钢材，并赋予钢材的弹性模量以及密度和泊松比。通过PSHELL定义各个板材的厚度。为保证模型与真实样件接近，采用RBE2模拟焊缝。
利用Hypermesh进行有限元模型建模，最终构建的模型如图2所示。
3.2副车架NVH性能分析
3.2.1模态分析
模态是结构系统的固有振动特性。线性系统的自由振动被解耦合为N个正交的单自由度振动系统，对应系统的N个模态。每一个模态具有特定的固有频率、阻尼比和模态振型。这些模态参数可以由计算或试验分析取得，这样一个计算或试验分析过程称为模态分析。针对汽车的副车架，可以采用模态分析来得到其振动特性，同时评价其NVH性能是否达到目标要求。
对于前副车架，我们主要的分析的是单体的自由模态，模态频率和振型如表2所示。主要的评价指标为一阶扭转模态和一阶弯曲模态。
3.2.2激励频率分析
通过对副车架模态分析能够得到其自由模态固有频率，判断是否能避开车身声腔模态和发动机引起的振动频率以及轮胎的声腔模态，以避免共振，并以此来评价副车架的NVH性能。
一般车身的二阶声腔模态频率在130Hz左右，轮胎的声腔模态频率在210Hz左右。
副车架模态频率要求避开激振频率10%以上，故我们定义副车架模态频率目标为：一阶扭转150 Hz以上，一阶弯曲230Hz以上。从仿真结果看，副车架模态频率满足NVH目标要求，不会与激励产生共振。
4.副车架性能优化
4.1优化理论
我们不仅需要避免副车架固有频率和发动机振动频率、车身声腔模态和轮胎声腔模态共振。还需要考虑在满足NVH性能目标和强度要求的前提下对副车架进行结构拓扑优化以达到减重降本的目的。
我们利用OptiStruct软件来对该汽车前副车架结构进行结构拓扑优化，一般进行设计优化的过程中需确定三个要素，包括优化目标、约束条件及设计变量。在保证约束条件即模态和强度满足要求的前提下，同时做到优化目标即质量最小和成本最低。根据该车型的实际情况确定三要素如下：
（1）优化目标：质量最小，成本最低。
（2）约束条件：自由模态频率一阶扭转大于150Hz，一阶弯曲大于230Hz；满足强度要求。
（3）设计变量：副车架钣金厚度，副车架截面形状尺寸。
4.2优化方法及性能校核
一般副车架结构优化有以下方向：
1、副车架主要截面加大，内部适当增加加强板，可适当减小本体板厚。
2、本体尺寸、跨距适当减小，摆臂、车身安装点悬臂长度避免过长。
3、避免截面突变，尽量保证型面平顺过渡。
4、安装点尽量布置在副车架模态振型的节点上。
如图3所示，对副车架本体主体截面加大，增加内加强板，板厚由2.5mm减小至2.3mm，同时减小车身安装塔座悬臂长度，过渡型面适当优化。最终副车架自由模态结果为：一阶扭转模态为160Hz，一阶弯曲模态为235 Hz，。重量由16.5kg下降为15.5kg，重量减轻，同时NVH性能满足目标要求，说明优化效果较好。
NVH性能达到要求后，副车架本体结构整体的框架基本可确定下来，后面根据强度分析结果，局部结构加强即可，这样可提高效率，避免多次修改。
我们使用Hypermesh软件来对NVH优化后的副车架进行强度校核，经仿真分析各工况下副车架的最大应力值为178.4MPa。
因副车架是汽车结构中的重要安全件，因此我们确定其安全系数为1.5。副车架材料SAPH440的屈服强度为305MPa，故最大应力在考虑安全系数的情况下仍小于材料屈服强度，满足强度要求。
结论
利用有限元软件对某车型的前副车架进行建模和模态分析，得出该副车架模态避开了汽车发动机激振频率、车身声腔模态频率及轮胎声腔模态频率，NVH性能满足要求，不会发生共振。为了进一步减重降本，还进行了结构优化，重量从16.5kg减轻为15.5kg，减重效果明显，同时NVH性能和强度均满足要求。
参考文献
[1]赵文杰，唐培，刘涛，姜耀全.基于模态分析的整车加速轰鸣噪声研究与优化[J].上海汽车，2017（08）：13-16.
[2]冯一鸣，沈继伟，朱茂桃.乘用车副车架NVH性能分析[J].时代汽车，2017（14）：69-72.
[3]董苗静.麦弗逊摆臂大衬套布置方位研究[J].南方农机，2017，48（06）：51.