劉 慶，李 倩，陸志成

某汽車喇叭支架的斷裂分析及改進設計

劉 慶1，李 倩1，陸志成2

（1.河南工學院 車輛與交通工程學院，河南 新鄉(xiāng) 453003；2.神龍汽車有限公司 技術中心，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，建立汽車喇叭支架系統(tǒng)的有限元分析模型，對喇叭支架進行了模態(tài)、頻率響應及疲勞分析，分析了喇叭支架工作中產(chǎn)生斷裂的原因,并提出了結構改進方案。仿真計算和試驗結果均表明，新方案的設計滿足喇叭支架系統(tǒng)的抗疲勞強度和疲勞壽命的要求，其改進設計方法對類似結構設計具有參考意義。

喇叭支架；振動疲勞；動應力

在實際工程中，許多結構在承受動態(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，雖然這種動態(tài)載荷一般遠小于靜態(tài)載荷下的結構強度極限，但在其反復作用下，結構會產(chǎn)生裂紋并導致突然斷裂，從而造成嚴重后果，這種現(xiàn)象被稱為振動疲勞破壞[1-4]。

振動疲勞是指結構的疲勞破壞與結構的振動響應（包括結構固有頻率、交變載荷變化頻率、振動幅值、振動相位和結構的振型等模態(tài)）密切相關的失效現(xiàn)象。與主要考慮結構設計上應力應變分布的靜態(tài)疲勞不同，振動疲勞將靜態(tài)疲勞和結構動力學相結合，著重考慮結構的動力學響應[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合，驗證有限元仿真模型的正確性，據(jù)此在原模型的基礎上通過加強斷裂位置局部結構的剛度對其進行改進設計，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。通過耐久臺架試驗，可以預測該系統(tǒng)結構中的薄弱環(huán)節(jié)，即容易產(chǎn)生斷裂的部位，進而改進設計。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，并找到改進方案。

2 有限元模型的建立

汽車喇叭系統(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

該汽車喇叭系統(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)，在模型中也應考慮連接避震片與支架的螺栓質(zhì)量，通過集中質(zhì)量進行模擬。

根據(jù)以上思路，借助HyperMesh軟件建立該汽車喇叭系統(tǒng)的有限元模型，并定義相應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 結構阻尼的確定

阻尼是結構抗振分析中的一個重要因素，對系統(tǒng)的響應有較大的影響，是結構動力分析的基本參數(shù)。目前，動力學分析采用的阻尼類型有結構阻尼與粘滯阻尼。結構阻尼是假設結構振動時, 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。實際結構分析中，主要采用粘滯阻尼理論。

為了確定阻尼的大小，首先將CAE仿真與試驗進行加速度響應對標，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，最終選取全局結構阻尼=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，與試驗結果吻合較好。加速度響應曲線如圖4所示。

圖4 加速度響應曲線

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)結果如圖5所示。

圖5 喇叭支架模態(tài)結果

3.3 有限元模型的頻率響應分析

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行頻率響應分析，全局結構阻尼大小為0.06，避震片單元阻尼為0.1，計算出每個方向的動應力值，結果如表2所示，應力位置如圖6所示，方向上應力最大值均出現(xiàn)在24Hz，向的應力值最大，出現(xiàn)在倒角區(qū)域，與試驗破壞的位置相符，進一步驗證了建模的合理性。

表2 喇叭支架在24Hz/4g加速度下激勵的結果

圖6 喇叭支架在24Hz/4g加速度下激勵的動應力云圖

4 喇叭支架的改進設計

4.1 改進方案的描述

解決該支架斷裂問題的關鍵是降低喇叭支架折邊過渡區(qū)域的應力，通常可以采用的方法主要有[9-10]：（1）使用更高強度的材料；（2）對弱區(qū)進行加強，降低局部應力值；（3）改變支架結構，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的加強板，尺寸及材料與原喇叭支架結構底部保持一致，通過加強根部的剛度來提高支架的模態(tài)頻率，使模態(tài)頻率達到27～100Hz之間，將振動激勵載荷降到1.5g，從而減小共振時動應力值，最終優(yōu)化方案如圖7所示。

圖7 喇叭支架改進后的方案

4.2 改進方案的有限元分析

對改進后的模型進行模態(tài)分析，從模態(tài)結果可知，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，與仿真結果相吻合，結果如圖8所示。

對改進后的模型進行掃頻步長為0.5Hz的頻率響應分析，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、、三方向上分別進行頻率響應分析，計算出此時的動應力值，結果發(fā)現(xiàn)、、三個方向上的動應力最大值均出現(xiàn)在28Hz，應力最大值在圓孔區(qū)域，折彎區(qū)域應力較小，如圖9所示。改進前后支架耐久振動強度比較如表3所示。

圖8 改進后喇叭支架模態(tài)結果

圖9 改進后方案喇叭支架應力云圖

表3 改進前后支架耐久振動強度比較

低周疲勞校核：低周疲勞破壞的極限應力可以利用Neuber應力計算公式（1）確定，得出其應力標準值為404MPa。仿真結果中，向動應力最大值為293.9MPa，遠小于Neuber應力值，因此，改進方案不會出現(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)承受向最大應力下的壽命為=1.1×106，接近無限壽命，因此，改進方案不存在高周疲勞問題。

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

4.3 改進方案的試驗驗證

針對改進方案，進行振動疲勞試驗驗證。根據(jù)實驗要求，在三個方向上進行掃頻試驗。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 結語

本文對喇叭支架系統(tǒng)的斷裂原因進行了分析，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果表明，加強斷裂點局部結構的剛度可以降低振動激勵載荷，從而減小共振時的動應力值，新方案的設計滿足了喇叭支架系統(tǒng)的抗疲勞強度和疲勞壽命要求。同時，仿真人員可以借鑒本次改進思路進行相關結構優(yōu)化分析。

[1] 姚衛(wèi)星.結構疲勞壽命分析[M].北京:國防工業(yè)出版社,2003．

[2] 劉文光,陳國平,賀紅林,等.結構振動疲勞研究綜述[J].工程設計學報，2012,19(1):1-8.

[3] 姚起杭,姚軍.工程結構的振動疲勞問題[J].應用力學學報,2006,23(1):12-17.

[4] DAMIR A N, ELKHATIB A, NASSEF G. Prediction of fatigue life using modal analysis for grey and ductile cast iron[J]. International jouranl of fatigue, 2007,29(26): 499-507.

[5] 孫偉.結構振動疲勞壽命估算方法研究[D].南京:南京航空航天大學，2005.

[6] 何鋒,馮春亮.汽車擋風玻璃洗滌液噴水壺模態(tài)與頻響分析[J].汽車零部件，2013(11):54-56.

[7] 張慶軍,王曉琳.基于頻率響應的客車骨架結構優(yōu)化[J].汽車工程師，2014(10):23-25.

[8] 陸明炯.實用機械工程材料手冊[M].沈陽:遼寧科學技術出版社，2002．

[9] 王建平,趙冬冬,史文濤,等.基于有限元計算的泥漿泵泵體結構改進分析[J].河南理工大學學報(自然科學版), 2013,32(5):576-579.

[10] 彭海軍,張磊,張彤.某型設備支架故障分析與改進設計[J].四川兵工學報，2011,32(3):98-111.

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，主要從事機械設計及制造、汽車CAD/CAE研究。

（責任編輯呂春紅）