1、Altair 2012 HyperWorks 技术大 会论 文 集 1 基于 HyperWorks 的汽 车喇叭 、 支架系统 振动疲劳 分析 夏汤忠 刘 文华 刘盼 陆志 成 王 萍萍 神龙汽车有 限公司技 术中心 武汉 430056 摘要： 某车型喇叭支架系统 在振动试 验中发生 疲劳断裂 失效。针 对试验结 果分析， 采用 HyperWorks 软件对现 有的喇叭 支架进行 了模态和 动应力、 振动加速 度计算分 析，确定 了 仿 真分析的边 界条件、共振 阻尼参数 以及共振 疲劳分析 的方法，提出 了结构改 进方案，并 且 该 方案通过了 试验验证 。 结果 表明 ， 应用有 限元仿真
2、 和试验相 结合的方 法可以有 效地预测 零 件 系统是否满 足振动疲 劳的性能 要求。 关键词：HyperWorks ；振动疲劳；共振 ；动应力 ；阻尼 1 引言 汽车上许 多零件 结构 在使用 过程 中会受 到各种 动态 激励的 作用, 例如 喇叭 、储液 灌、发 动机、 减 速器及其 支架等受 到来自路 面的位移 或加速度 激励产生 振动 ， 因此在 设计时就 要 考 虑到动强度 校核, 进 行相应的 振动疲劳 耐久性能 验证。 振动疲劳是 结构承受 动态交变 载荷（如振动、 冲击、噪声 载荷等）下 ，由于载 荷的频率 分布与结构 固有频率 分布相近或 重叠 ， 从而使 结构产生 过大振
3、动 所导致的 疲劳破坏 现象 。这 类问题涉及 到结构动态 响应 ， 需要利 用结构动 力学技术 加以研究 。 结 构共振是 在动态外 载 荷 作用下，外 力与结构 惯性力、 弹性力及 阻尼力的 综合平衡 现象， 其 特点是结 构中产生了模 态惯性力和 阻尼力， 其中阻尼 力分布是 决定结构 共振响应 大小的重 要因素。 本文以某车 型喇叭、支架 系统的振 动试验的 破坏状态 为例，讨论了 喇叭、支架 系统有限 元建模的边 界条件和 共振阻尼 参数的确 定和设置 ，并基于HyperWorks 软件展开了计算 分析 和计算与试 验结果的 对比分析 工作。 Altair 2012 HyperWor
4、ks 技术大 会论 文 集 2 2 喇叭 、支架系统振动 试验分析 某车型喇叭 、 支架 系统按照 特定的振 动耐久试 验顺序进 行耐久实 验时 ， 在实验 过程中发 生断裂失效 ，如图 1 所 示。试验 要求如 表 1 所示， 振动激励 的正弦扫 频范围 是 5 200Hz ， 不同频段内 激励的方 式和载荷 大小不同， 并 分别对 XYZ 三 个方向进 行振动试 验， 每个方 向 共 有 18 个循环 的试验。 该失 效试验先从 Z 向开 始， 实验到第 14 个循 环时支架 发生断裂， 说 明 原设计方案 的喇叭支 架疲劳破 坏属于低 周疲劳问 题。 试 验中测得 喇叭 、 支架系 统的
5、共振 点 在 22.6Hz 。 图 1 喇叭支 架疲劳断 裂情况 表 1 振动试 验要求 3 振 动疲劳寿命分析 在进行结构 振动疲劳 寿命分析 时， 必 须了解结 构系统本 身的动应 力状况 ， 适用 的材料疲 劳 S-N 曲线，相应的累 积损伤关 系式和疲 劳破坏准 则。 试验项 目 频率 Hz 激励 周期 min 轴 各轴回 数 合计 回数 试验时 间 h 振动耐 久 5 15 1525 25100 100 200 10mm 44.1m/s 219.6m/s 24.9 m/s 220 3 18 54 18 Altair 2012 HyperWorks 技术大 会论 文 集 3 3.1 累
6、积 损伤关系 对于振动疲 劳， 大 多采用Miner 线性 累积损伤 公式来计 算累积损 伤量 。 根据材 料的S-N 曲 线， 可以计算每 个循环所 引起的损 伤： 若加载 时间t 内由 12 , l 这样的 l 个不同应力水 平构成， i N 为材料S-N 曲线 上查得的 在 i 应力水平下的疲 劳寿命, i n 为 i 应力水平下的 循 环次数， 则 i 应力水平 下的损伤 值及总损 伤值分别 为: i i i n D N = （1 ） 1 l i i i n D N = = （2 ） Miner 假定D=1 时 试件将发 生疲劳破 坏。 经验说明 这一准则 过于保守， 特别是对 随机振
7、动 情况。 故有的 文献建议D 值可以取 得稍大一 些， 例如 ， 对正弦 振动D 值可 取1 1.5， 当然D 值 的实际取法 最好根据 工程使用 经验的分 析和试验 研究给出 。 3.2 喇叭 支架疲劳应力标准 的确定 根据试验要 求可以计 算出该试 验的整个 时间段内， 每 个频段内 频率的循 环次数 i n ，如表 2 所示。通过 计算得出 5 200Hz 内所有频 率的循环 次数总和 大于 10 6 次，共 振频率段 的循 环次数小于 10 5 。因此 判定喇叭 支架的振 动疲劳试 验属于高 周疲劳要 求。 为了避免喇 叭支架低 周疲劳破 坏，采用 Neuber 理 论来确定 应力标
8、准 。本文中 喇叭支架 材料的屈服 强度 200MPa ，其共 振频率的 应力标准 根据 Neuber 应力计算 公式（3）确 定为 370MPa 。非 共振区域 的应力标 准通过准 静态应力 计算分析 获得。 （3 ） 式中，G 是剪切 模量。 根据公式（4 ） 可以 估算材料 S-N 曲线上 对应于表 2 中 各应力标 准的疲劳 寿命 Ni，然后 根据公式（1 ） 计 算得到每 一频段内 的疲劳损 伤值 Di 和总损伤值 D ，如表 2 中所示 ， 可见该 应力标准满 足疲劳寿 命要求。 1 6 10 b e S N S = （4 ） 式中，S 是交 变应力值 ；Se 是 材料的疲 劳极限
9、；b 是 Basquin 斜率 。 1 2 0.2 0.2 3 0.002 3 e e R S GR G = + Altair 2012 HyperWorks 技术大 会论 文 集 4 表 2 疲劳应 力标准与 损伤值 频率/Hz 应力标 准/MPa 循环次 数/ i n i N 损伤值/ i D 5 15 1525 （非 共振 ） 1525（共振）/25 35 （共 振） 2535 （非 共振 ） 35-100 100 200 115 115 370 115 115 115 33061 35706/66122 23308/33226 99183/55542 1450561 4959183 6
10、552510 7 6552510 7 35018 6552510 7 6552510 7 6552510 7 0.0018 0.0005/0.001 0.664/0.948 0.0015/0.000 8 0.0221 0.0796 D=0.77/1.05 从上述疲劳 应力标准 与损伤值 可知， 对于 共振导致 的低周疲 劳问题采用 Neuber 理论进行 分析即 可， 也就 是只要 共振 点的 动应力 满足 一定 的要 求，其 他频 率段 的应力 对振 动疲 劳 的破 坏贡献很小 。 4. 原设 计方案的计算分 析 4.1 喇叭 、支架系统的有限 元建模 为了寻求解 决疲劳断 裂的方案 ，对现
11、有 的喇叭、 支架系统 建立有限 元模型， 模拟喇叭、 支架系统的 试验边界 条件，采用 HyperWorks 软件分别对其模 态和响应 进行计算 分析。 喇叭、支架系统 主要由支 架、减震簧 片和喇叭 组成。支架 与簧片，簧 片与喇叭 均通过螺 钉螺母打紧 ，支架与 簧片采用 壳单元划 分网格， 喇叭、螺 钉螺母都 用集中质 量点简化 建 模， 最终创建的 喇叭、支 架系统的 有限元模 型如图 2 所示。 Altair 2012 HyperWorks 技术大 会论 文 集 5 图 2 喇叭支 架的有限 元模型 4.2 边界 条件的确定及计算 分析 试验时，喇叭、支架系统 通过螺钉 固定在刚
12、性试验台 架上，如图 3 所示 。 为了 准确模拟 试验的边界 条件，尝试了 多种约束 方式，并且对 系统的约 束模态做 了相应的 计算分析， 当 系 统的约束方 式如图 4 所示时 ，计算所 得的系统 一阶模态 频率与试 验结果一 致，图 5 是 0 200Hz 模态振型 与频率的 计算结果 ， 其 中第 1 阶模态 频率是 22.69Hz。结 合表 1 中试验 条 件 可以知道， 15 25Hz 频段内 激励载荷 最大，而 喇叭、支 架系统一 阶频率刚 好在此频 段 内， 且从模态振 型上看一 阶模态主 要是支架 和簧片的 Z 向弯曲振 动， 可以 判断该工 况疲劳破 坏 风 险最大。 为
13、了进一步 验证上述 结论，按照试验 条件的激 励方式分 别对喇叭 、 支 架系统做 了扫频步 长为 0.5Hz 的频响分析 ， 结果发 现在频率 22.5Hz ， 加速度激 励为 Z 向 44.1m/s 2 （4.5g ） 时， 动应力最大 约为 576MPa ，应 力分布如 图 6 所示 ，应力很 大的区域 与疲劳断 裂区域（ 图 1 ） 相符，进一 步验证了 有限元模 型的建模 方法的正 确性。 图 3 振动试 验的边界 条件 图 4 计算分 析的边界 条件 （a ）22.69 Hz （b ）47.65 Hz （c ）73.46 Hz （d ）163.6 Hz 图 5 约束模 态振型 Al
14、tair 2012 HyperWorks 技术大 会论 文 集 6 图 6 22.5Hz/4.5g/Z 向激励的动应 力云图 5 改 进方案的计算分析 从试验要求 来看, 最 大振动激 励载荷 在 15 25Hz 之间, 因此 可以通过 提高支架 悬臂根部 刚度来提高 一阶模态 频率，从而减 小共振时 动应力水 平。利用 HyperWorks 并结合工程经 验 经过多次循 环迭代分析 ，得到 了如图 7 所示的 改进方案 。 改进方案的 一阶模态 频率从原 方案的 22.69Hz 提高到 27.44Hz ， 模态振型 仍为系统的 Z 向弯曲振动， 如图 8 所示。 喇 叭、 支架 系统改进 后
15、， 根据试 验要求， 一阶频率 落在 25 100Hz 的频段内， 此时加速 度激励 由 4.5g 减 小到 2g ，再次 对喇叭、 支架系统 做扫频步 长为 0.5Hz 的频响分析 ，结果发 现在频率 27.5Hz 时， 动应力最 大约为 149MPa ，远小于 370MPa，因 此喇叭 支架改 进后 不存在 低周 疲劳问 题。 同时， 计算 获得改 进后疲 劳总 损伤 值 D=0.13，说 明喇叭支架 也不存在 高周疲劳 问题。 图 7 改进后 喇叭支架 结构 图 8 27.5Hz/2g/Z 向激励的 动应力云 图 6 计 算模型的试验验证 针对我们提 出的改进 方案，进行了 第二次振 动
16、疲劳试 验。喇叭、支架 系统没有 发生疲劳 断裂，也无 任何裂纹 产生, 此 次试验中 测得喇叭 支架系统 响应共振 频率为 27.8Hz 。 阻尼大小的 选取对响 应有很大 的影响，我们 在仿真分 析中，针对喇 叭、支架系 统的结构 特征通过大 量的计算 与试验对 比来选取 合适的等效 阻尼， 该 等效阻尼 以结构阻 尼的形式 来 体 现。表 3 是 Z 向 2g 加 速度激励 下，选取 不同阻尼 值时共振 频率的动 应力对比 。最终通 过 加 速度的相关 性分析选 取等效结 构阻尼 G=0.1。 表 3 不同阻尼的 动应力对 比 Altair 2012 HyperWorks 技术大 会论
17、文 集 7 结构阻 尼 G 0.04 0.06 0.08 0.1 动应力/MPa 369 247 186 149 为了验证仿 真分析中 接触边界 、 等效 阻尼值的 定义是否 合适 ， 进行了 加速度响 应试验测 试。试验中 ，给台架 Z 向 3g 的 加速度激 励，传感 器布置在 在簧片与 喇叭连接 螺母上， 测 得 27Hz 时的加速 度约为 10g 。图 9 是仿真 分析中不 同阻尼对 应的螺栓 连接中心 点的加速 度 曲 线，当等效 结构阻尼为 0.1 时，27Hz 的加速度 值为 98328mm/s 2 ，与试验 吻合较好 。 图 9 加速度 响应曲线 7 结论 本文中某车 型喇叭
18、、 支架系 统的断裂 主要由结 构共振时 产生的疲劳 问题所致, 此 外表面加 工质量问题 也是影响 断裂的重 要因素。从喇 叭、支架系统 振动工况 的整个使 用周期来 看， 该 系统的破坏 属于高周 疲劳，可以用疲 劳累积损 伤公式进 行损伤计 算，但是由于 喇叭支架 的 振 动疲劳主要 是由共振 引起的， 因此在做 疲劳分析 时可以主 要关注共 振带内的 动应力值 。 计算分析中 还发现， 在 不同的试 验载荷状 态下， 产生 了试验固 定边界接 触刚度的 非线性。 因此不同载 荷边界条 件下，其共振 频率也有 所不同。同时， 在做动力 响应分析 时要注意 选 取 合适的等效 系统阻尼 ，
19、 该阻 尼在很大 程度上影 响着共振 点的响应 ， 进 而影响到 疲劳分析 结 果 的可靠性。 振动疲劳法 考虑了构 件的动态 特性, 疲 劳破坏的 部位往往 都是局部 共振中应 力较大的 部 位, 此方法 综合考虑 结构共振 与应力集 中的同时 作用, 这用准静 态法是很 难解决的 。 Altair 2012 HyperWorks 技术大 会论 文 集 8 8 参考文 献 1 姚 起杭，姚 军. 工程 结构的振 动疲劳问 题. 应 用力学学 报，2006 ，23 （1）： 12-15. 2 姚 起杭， 姚军. 结构振 动疲劳问 题的特点 与分析方 法J.机械科 学与技术， 2000 ， 19
20、 （增 刊） ： 56-58. 3 徐 刚， 周鋐， 陈栋华， 魏 传峰. 轿 车后桥疲 劳寿命的 数字化预 测研究J.汽 车技术，2007,4： 29-31. Vibration Fatigue Analysis of Vehicle Horn, Bracket System Based on HyperWorks Xia Tangzhong, Liu Wenhua, Liu Pan, Lu Zhicheng, Wang Pingping Abstract: Fatigue rupture happened to the horn, bracket system during the vib
21、ration physical test. Mode, dynamic stress and vibration acceleration calculations were performed by HyperWorks according to the analyzing of the test results. Boundary conditions, damp parameter and the method of fatigue analysis brought by resonance were confirmed. Then improved structure scheme was given out, and the new structure passed the vibration physical test. The result shows when FEA and physical test combined, vibration fatigue performance of parts can be forecasted. Keywords: HyperWorks , Vibration Fatigue, Resonance, Dynamic Stress; Damp
