重卡底盘附件由于质量、体积比较大，其安装方式及刚度尤为重要。在重卡主机厂路试和重卡用户使用过程中，经常出现由于支架失效引发的质量问题。因此在重卡新产品开发过程中有必要对这些附件支架的刚度、强度、可靠性进行优化设计分析，以减少或避免质量事故的发生。
国内企业常见的重卡开发模式是逆向开发，做出样车后直接进行路试，如果发现质量问题再进行整改，开发前期介入的仿真分析和台架试验很少。这样通过样车试验发现和解决问题，一方面造成开发成本的浪费，另一方面路试后需要质量整改的问题比较多，解决难度也比较大，有些问题受开发周期和整改成本的限制无法得到很好的解决，成为将来用户抱怨的隐患问题。
本论文对一款新开发重卡车型的地底盘附件进行摸底研究，力求寻求一种方法可以在开发早期发现和解决问题。 本文结合仿真和台架试验分析方法，对某款新开发的重卡底盘附件进行模态分析及振动疲劳分析。首先，建立有限元模型，通过仿真分析方法计算各附件的模态，并通过台架振动试验验证模态结果。记录各附件的主要模态频率，结合整车主要激励源频率范围汇制模态分布表。从模态解耦角度提出改进建议，尽量使轮胎以及发动机怠速激励频率范围内没有各附件的主要弯曲模态。其次，另外对不同附件选定频率点进行共振点振动疲劳分析及试验，通过分析或试验方法考察附件支架的强度及可靠性，快速发现样车道路试验时支架可能出现的风险点，并进行优化。
模态分析
模态是机械结构的固有振动特性，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。
计算模态分析以线性振动理论为基础，一种理论建模过程，属于结构动力学的正问题。如系统自由模态即是对方程(1-1)进行求解。有限元分析方法是利用网格划分技术将结构离散化，将结构运动方程离散化成多自由度系统运动微分方程(N 维系统)，然后进行求解。
(1-1)
试验模态分析是人为地对结构物施加一定动态激励，采集各点的振动响应信号及激振力信号，根据力及响应信号通过参数识别方法获取模态参数。属于结构动力学的逆问题（图1-1）。
图1-1 试验模态分析法示意图
按模态识别方法特性分为：时间序列法、NExT法、随机子空间法、模态函数分解法、峰值拾取法、频域分解法等。峰值拾取法最初是基于结构自振频率在其频率响应函数上会出现峰值，峰值的出现成为特征频率的良好估计的原理。峰值法操作简单、识别速度快，在工程应用领域经常使用。本文采用的是峰值拾取法进行模态识别。
2.1 模态仿真计算
首先对底盘附件进行仿真分析，分别计算各附件的约束模态及安装在车架上后的模态。本文分析的底盘附件包括：保险杠、脚踏板、蓄电池、储气罐、尿素罐、进排气系统等。
1、有限元模态分析
模态计算时，利用Altair Hyperwokers进行前、后处理软件，利用MSC Nastran进行求解。
计算模型见图2-1，2-2。其中，车架纵梁、消音器外壳等薄壁结构用二维面网格模拟；蓄电池支架等铸件用三维体网格模拟；底盘附件用螺栓链接在车架上的都用刚性单元rbe2模拟；转向系、车身翻转机构和举升缸是运动机构，用rbe2和mpc进行处理，表示内部的运动关系；车身用集中质量单元表示，刚性连接在车身端车身悬置支架上；车身前后悬置用弹簧单元cbush模拟。最后将各附件配重至设计部分提供的重量。
图2-1 约束模态计算模型示意图
图2-2 某重卡底盘附件模态分析有限元模型图
附件约束模态计算时，全约束各个附件与车架连接孔的六个方向的自由度，如图2-1所示。附件安装状态模态计算时，将各附件连接到车架上如图2-2，不需施加任何约束，计算整体模型的自由模态。
2 模态计算结果
用后处理软件HyperView分别读取各附件的约束模态及安装状态模态计算结果。约束模态分析模型简单，模态结果较容易识别。将各附件连接到车架上后的整体模型比较复杂，模态分析结果中单个系统模态不仅受其它系统模态影响，也受车架整体模态影响，因此安装模态不容易识别。这时可利用约束模态频率和振型作为辅助，识别其安装到车架上的整体模态。
图2-3 蓄电池总成约束模态、安装状态模态
图2-4排气消音器约束模态、安装状态模态
各附件约束模态比安装模态稍高，因为约束模态是将附件安装点全约束，相当于把附件装在刚性支座上，实际附件安装在车架不同部位，安装支撑具有一定刚度。
2.2 台架模态试验
根据仿真分析结果，对各附件设计台架试验方案。首先对各附件进行正弦扫描，获得加速度响应曲线，利用峰值拾取法获得模态频率。本次试验使用的是苏州东菱电动式振动台，如图2-5。该试验台可以分别实现垂直和水平方向的振动加载。
首先对附件进行正弦扫描，扫频范围是5~100hz，根据响应曲线识别各附件共振点。
由于试验设备是单自由度振动台，扫频时需要根据分析结果和附件在整车上安装状态确定各附件要扫频的方向。如果要测试垂向模态频率，则将振动台调整成垂直状态，如图2-6；如果测试识别另外两个方向模态频率，则将振动台调整成水平状态，如图2-7。
在振动台、附件工装及附件本体上都要布置加速度传感器。通过监测振动台上加速度信号确保输入信号与电脑设定一致；通过工装上的加速度传感器可以监测工装的刚度，要求工装上的响应与振动台响应基本一致；附件上加速度传感器根据需要可多布几个，布置位置可以参考分析结果模态位移确定。
图2-5 电动式振动台图
图2-6 蓄电池总成垂直扫频振动
图2-7 排气消音器水平扫频振动
2.3 模态分析结果表
扫频试验与计算模态频率结果不完全一致，但比较接近相关性较高。系统模态频率由系统质量和刚度决定：质量方面：通过实测发现，CAE模型质量与实物质量存在差别，对模态计算结果有一定影响，CAE模型配重与实物一致后，计算与实验模态频率结果更接近；刚度方面：一些附件的连接中均存在钢带或钢管捆绑连接的方式，这种连接刚度不好确定，CAE模拟采用点对点刚性单元模拟，但对共振点影响不大。
绘制模态分布表，安装状态的模态计算结果与实际比较接近，考察模态解耦以该结果为准。模态解耦考虑的激励频率有发动机怠速激励，轮胎不平衡激励。
表1-1 底盘附件模态分解表示意图
一些附件主要结构为非金属材料，50Hz以内局部模态比较多，如：保险杠+脚踏板、高位进气。但由于非金属材料参数准确数据较难获得，系统阻尼比较大，这块的分析结果仅作参考。
备胎两个主要模态一个落在轮胎不平衡激励范围内、一个落在发动机怠速激励范围内。考虑到备胎只是出厂配置状态，用户接车回家后会重新安装，所以该问题不做整改。
主要模态频率落在轮胎不平衡激励范围内的有保险杠+脚踏板整体模态、排气消音器弯曲模态。保险杠+脚踏板主体结构为非金属材料，建议进行试验验证。建议对排气消音器支架进行加强。
落在发动机怠速激励范围内的有高位进气出气钢管，该零件直接与发动机缸体相连。因此需要该结构支架刚度进行加强。
其它附件主要模态避开了主要激励频率。
振动疲劳分析
国内最早进行振动疲劳研究的学者是姚起杭，他认为振动疲劳是结构所受动态交变载荷(如振动、冲击等)的频率分布与结构固有频率分布相近，从而使结构产生共振所导致的疲劳破坏现象，或者说结构受到重复载荷作用激起结构共振所导致的疲劳破坏。所以只有结构在其共振带宽内或其附近受到激励导致了共振才属于振动疲劳问题，其它则属于静态疲劳问题。本文进行振动疲劳分析是为了能通过台架试验快速发现试件失效部位进行优化整改。
根据模态分析结果和扫频振动结果，选择共振频率点进行振动疲劳分析。选择定频分析的频率点：如果轮胎和发动机怠速激励频率范围内存在共振频率，则在该频率下做定频振动分析；另一方面在各附件的主要模态频率点也进行定频振动疲劳分析。
3.1振动疲劳计算
振动疲劳计算分两步进行，第一步，利用Nastran进行频率响应分析，在附加支架安装点输入单位动态加速度载荷，频率范围0~100Hz，输出附件上应力响应。第二步，用nCode计算振动疲劳，构造共振点定频激励载荷，调入频率响应分析结果进行振动疲劳计算，流程图如3-1。
图3-1 nCode 振动疲劳分析流程图
本文振动疲劳分析时，材料的振动疲劳应力及寿命曲线（S-N曲线）是nCode材料库中选取的，不代表附件材料的真实特性。振动疲劳分析的结果支架寿命仅作参考，只做寿命趋势及分布初步分析。
3.2振动疲劳台架试验
振动疲劳试验也利用如图2-5振动台，进行定频振动试验。
定频振动试验过程中，在附件上安装监测传感器，随时可查看监测信号，进而判断试件是否出现破坏。如果信号突然发生变化，要暂停试验，通过观察或重新扫频检查附件状态。如果响应信号变大，可能是附件某处出现裂纹，如果响应信号变小，可能是共振频率发生的漂移。
3.3 振动疲劳分析结果
振动疲劳试验后一些发生破坏的附件，支架实际发生破坏位置与疲劳仿真计算损伤较大部位一致，如图3-2~3-7。由于仿真分析缺少真实的材料曲线，仿真计算的寿命与实际不符。定频振动试验存在设计缺陷的支架在很短的时间就发生破坏，其破坏状态和样车道路试验（4000公里以上道路试验）破坏状态一致。
定频振动试验10分钟以内发生破坏的附件有：排气消音器支架、高位进气出气钢管卡箍、右侧储气罐支架。保险杠+脚踏板在定频耐久试验过程中，共振点会出现飘移。试验过程中根据监测信号，共进行5次扫频重新确认共振点。共做5小时共振点振动试验，结构件未出现破坏，左右两侧组合灯均出现晃动。其它附件进行定频振动试验5小时以上，未发现明显破坏。
3.4 故障分析及整改
定频振动试验一些附件支架发生了破坏，如图3-3、3-5、3-7，结合仿真分析方法对这些支架进的破坏原因进行了分析，并提出了整改建议。
1、故障原因分析
排气消音器弯曲模态频率偏低，与轮胎二阶不平衡激励耦合。支架由图示A、B两部分拼焊组成，破坏部位是两部分拼接部位。 裂缝上部是A、B组合成的闭合结构，裂缝下部是仅有B的开口结构，且B在裂缝下部材料急剧减少，断裂与刚度突变有关。
图3-2 排气消音器疲劳寿命云图
图3-3 排气消音器定频振动试验——支架断裂图片
空滤器出气钢管支架与发动机缸体相连，弯曲模态频率与发动机怠速频率耦合。卡箍厚度仅为2.0mm，所使用材料仅是一般钢材。
图3-4 空滤器出气钢管疲劳寿命云图
图3-5空滤器出气钢管定频振动试验——卡箍断裂图片
右侧储气罐主要模态频率避开了路面、轮胎和发动机怠速激励。支架设计应为冲压件，但试验所采用的样件是拼焊件。初步分析试件产品质量是试验故障的原因。
图3-6右侧储气罐疲劳寿命云图
图3-7 右侧储气罐定频振动试验——支架出现裂纹图片
2、修改设计建议
由于整体结构布置空间限制，对原有的排气消音器支架进行了局部优化，使局部刚度实现逐步变化，如图3-7。另外建议新增一个连接件，以提高消音器总成弯曲刚度。
(a) 原方案
（b）修改后方案
图3-8 消音器支架结构
空滤器出气钢管卡箍建议加厚至3.5mm，提高弯曲刚度，同时采用高强钢。
右侧储气罐支架采用冲压件重新进行试验验证。
由于本项目台架试验启动较晚，台架试验发现问题不久样车道路试验也出现同样问题。以上整改措施直接应用在样车上，在后期的整车道路试验中未出现质量事故。
结论及展望
本论文所述工作是公司首次对重卡附件进行较全面的摸底分析工作，分析过程中综合使用了仿真计算和试验方法，这也是是现代汽车开发手段的发展趋势。本次分析得到以下结论：
通过对底盘附件进行摸底模态计算，对相关附件的模态分布范围和要求有了初步的认识，可以对今后的设计提供标准参考；附件主要模态应避开路面、轮胎和发动机怠速激励频率范围；
通过振动台扫频试验，发现模态计算和试验结果相关性比较高，基本控制在5%左右；
通过共振点定频振动试验，发现了一些支架设计薄弱部位，与样车道路试验发现的问题一致，今后可进一步完善作为一种快速验证支架强度的试验方法。
通过仿真分析可以准确预估结构寿命较低的区域，与后期共振疲劳试验破坏区域一致，但由于没有准确的材料振动疲劳S-N曲线，共振疲劳计算的寿命结果仅供参考。
同时，还有一些内容需要在今后的工作中逐步改进和完善。
注重材料振动疲劳S-N曲线的测试和积累，促进振动疲劳分析结果的有效性，逐步实现减少或代替台架试验的目标。
本次项目启动的比较晚，台架试验进行时样车路试已经开始。台架试验发现的问题，在路试4000公里左右也陆续出现。今后可在研发早期开展，达到缩短整车试验周期和减少开发费用的目的。
振动疲劳分析、台架共振点振动试验、整车路试以至用户使用寿命的关系的建立，还有待于逐步的数据积累。
来源：全民强军梦
