汽车电子产品振动仿真分析研究

汽车电子产品振动仿真分析研究王承（延峰伟世通汽车电子有限公司）1前言汽车电子产品在使用过程中会受到汽车行驶引起的机械力的干扰，这些机械力的主要形式包括：振动、冲击等，它们是汽车电子产品零部件机械结构破坏的主要诱因。为了提高汽车电子产品抗振动、冲击载荷的能力，在设计早期通过CAE技术预测产品性能并改进设计，已成为必不可少的手段。2汽车电子产品所受振动、冲击载荷简述2．1振动、冲击载荷分类汽车电子产品在使用过程中会受到汽车行驶引起的振动、冲击等载荷带来的机械力的影响。根据机械环境对设备的作用性质，可将其分为3种类型：（1）周期性振动这是指机械力的周期性运动对设备产生的振动干扰，并引起设备做周期性的往复运动。产生这一干扰的主要原因是：电子产品自身产生共振；发动机工作时产生的强烈振动；其他设备，如电机，风机、泵等产生的振动；为了预测汽车电子产品抗周期性振动载荷的能力，汽车OEM都制定了正弦扫频振动试验（SineSweepvibration），其目的为在汽车可能发生共振的频率范围内（如200Hz以内），验证电子产品抵抗加速度载荷（一般不超过5g）的能力。（2）非周期干扰——冲击这是指机械力作非周期扰动对设备的作用。如撞车或紧急刹车，其特点是次数少，不经常遇到，作用时间短暂，但加速度很大；为了评估汽车电子产品抗冲击载荷的能力，汽车OEM都制定了冲击试验，以验证电子产品在短时间内（一般为几毫秒至十几毫秒），电子产品抵抗大加速度载荷（一般为30g~60g）的能力。（3）随机振动这是指机械力的无规则运动对设备产生的振动干扰。随机振动在数学分析上不能用确切的函数来表示，只能用概率和统计的方法来描述其规律。随机振动主要是外力的随机性引起的，路面的凹凸不平是汽车产生随机振动。为了预测汽车电子产品抗随即振动载荷的能力，汽车OEM都根据所采集的汽车路面载荷谱确定了功率谱密度（PSD），并以其为载荷输入，验证电子产品抵抗随机振动载荷的能力。2．2振动、冲击载荷对汽车电子产品的影响在电子设备所处的机械环境中，各种机械力和干扰形式都有可能对设备的可靠性造成危害，其中危害最大的是振动和冲击。它们造成的危害主要有以下两种：（1）设备在某一激振频率下产生振幅很大的共振，最终因振动加速度超过设备所能承受的极限加速度而破坏；或者由于冲击产生的冲击力超过设备的强度极限而是设备破坏。（2）振动加速度或冲击力引起的应力虽低于材料在静载荷下的强度，但由于长时间振动或多次冲击使材料疲劳，从而导致设备破坏。因此，为了提高汽车电子产品抵抗振动、冲击载荷的能力，在汽车电子产品结构设计时，应充分考虑振动和冲击带来的影响，并进行仿真分析，在实际样品生产之前预估其抗振动的能力，以提高产品的结构强度。3强迫振动理论分析3．1强迫简谐振动系统响应分析对于正弦扫频振动试验，其加速度载荷为简谐激励，整个系统的受力方程为典型的简谐激励作用下的强迫振动方程；对于随机振动问题，其受力描述方程较为复杂，但从受力原理上讲，也属于简谐激励作用下的强迫振动问题，可以通过典型强迫振动的理论方程对其受力、变形情况进行描述。下面对单自由度物体在简谐激励作用下的强迫运动进行分析，以对强迫振动条件下物体受力、变形情况做定性描述。图1强迫简谐振动系统图1表示受简谐激励力f(t)=masin(pt)作用的有阻尼单自由度弹簧质量系统。其中m为物体质量，a为加速度幅值，p为激振频率。物体的强迫简谐振动的方程可表示为:ptmakzczzmsin(1)式(1)中，z为物体从静平衡位置为起点的垂直位移，k为弹簧刚度，c为阻尼系数，令k/m=ωn2，c/m=2ζωnkmcmcn2/2/；(2)ωn为系统的固有频率，ζ为系统阻尼比。ptazzznnsin22(3)式(3)为一非齐次二阶常系数线性方程。它的解包括两部分：齐次方程的通解z1和方程的特解z2，即z=z1+z2z1对应于有阻尼振动齐次方程的解，在弱阻尼的情况下，它代表的是一种衰减运动，只在振动开始的一段时间内才有意义，故为瞬态振动，在一般情况下可以不予考虑。特解z代表系统在简谐激振下产生的强迫振动，它是一种持续的等幅振动，故为稳态振动。设特解z2为：z2=Zsin(pt-θ)(4)式(4)中，Z为激振力引起的系统对强迫振动的响应振幅，θ为激振力与系统对强迫振动响应的相位差。由式(4)可知，在简谐激振力的作用下，物体的强迫振动也为简谐振动，其频率与激振频率相同，但由于存在阻尼，其相位角滞后θ。由于强迫振动的振幅可确定弹性支承的变形和动压力，所以研究强迫振动的振幅是一个很重要的问题。将z2带入式(3)，可求得：22202222)2()1()2()(ZppaZn(5)式(5)中，kmamkmmaaZn//20，相当于系统在不变力ma(即激振力幅值)作用下弹簧的静变形；γ=p/ω，为频率比；将强迫振动振幅Z与静载荷mA所引起的静变形Z0之比称为动力放大系数λ，由式(5)可得：2220)2()1(1ZZ(6)由式(6)可知，动力放大系数表示把静载荷ma换成简谐力mAsinpt所引起的变形的扩大程度，其值主要由频率比γ和阻尼比ζ两个因素决定。下面对对的影响进行分析（1）当γ1时，λ≈1。这表明激振力变化缓慢时，振幅B相当于激振力mA引起的静变形Z0；（2）当γ1时，λ→0。这表明在激振力变化及其迅速时，物体由于惯性而显得来不及振动，因此强迫振动振幅反而变得很小，此时可以不计阻尼的影响。（3）当γ=1时，在ζ较小的情况下，λ很大。如果ζ=0，即无阻尼时，振幅为无穷大。因此，一般把γ=1，即激振频率等于系统固有频率称为共振。阻尼对共振时的振幅影响很大，随着阻尼的增大，λ的极大值减小。根据ζ的计算公式(2)可知，增加ζ的主要手段为：①增加阻尼系数c；②减小共振质量m；③减小弹簧刚度k。对于具体的电子产品，固定位置处的刚度和阻尼可变化的范围较小，因此通过增强整个产品的结构强度，尽可能的避免出现整体模态，进而减小共振质量，是降低动力放大系数、提高整个产品抗振动能力的主要手段。对于汽车电子产品的正弦振动试验，其激励载荷的频率范围从几赫兹到几百赫兹进行扫频，整个频率范围一般都会覆盖电子产品的前几阶固有频率。当激励频率与电子产品的固有频率相等时，电子产品和激励载荷共振，动力放大系数λ达到极值，产品受到的载荷最大，所受载荷可能是激励载荷的几十倍或者更大，属于较危险的工况。另外对于电子产品随机振动试验，其激励f(t)为不确定激励，功率谱密度（PSD）给出了激励的统计性规律。对于频域范围内的随机激励，其最大值是若干个频率上激励的叠加，其极值不一定在产品的共振频率上。但从前面的分析可知，共振频率下的载荷明显要大于其它频率下的载荷，它对最总统计意义上的最大载荷贡献最大，因此通过降低共振时的载荷大小、进而降低随机振动过程中的最大载荷具有十分重要的意义。3．2矩形脉冲作用下系统的响应汽车电子产品冲击试验载荷一般为脉冲输入，其激振函数如图2所示，a1为冲击加速度，t0为激励作用时间。通常冲击载荷作用时间非常短暂，结构在很短的时间内达到最大响应，在此短促的时间中，结构的阻尼还来不及吸收较多的能量，因此，冲击问题一般采用无阻尼系统模型。对于如图1所示的单质量无阻尼系统，根据杜哈美积分，可得到其在矩形脉冲作用下的响应为：图2矩形脉冲激励（7）根据式(7)可知，在瞬时矩形脉冲作用，在载荷消失后，在之后的一段时间范围内，系统仍然受到载荷作用；另外系统的响应与其固有频率有密切关系，若在分析软件中采用模态法进行瞬态响应计算，软件将计算响应视为各阶模态下响应的叠加。因此物体的固有频率，尤其是振型为整体运动的模态，对最终的瞬态响应有较大的影响。4某汽车车身控制器振动仿真分析下面以某车身控制器的设计开发为例，对振动仿真分析过程进行详细描述。4．1振动试验要求某汽车车身控制器振动试验要求如表1所示：表1.某汽车车身控制器振动试验要求序号试验名称试验内容试验要求1正弦扫频振动试验加速度：30m/s2;频率范围：5~200Hz；空间3个方向，每方向振动8小时外观要求：无变形无损坏2机械冲击试验加速度35g；持续时间11ms；±X,±Y,±Z方向各做一次试验3随机振动试验频率范围10Hz~1000Hz；加速度均方根有效值27.8m/s2（PSD谱见表2）；空间3个方向，每方向振动8小时表2.频域范围内功率谱密度（PSD）谱值频率Hz.PSD(m/s2)2/Hz频率Hz.PSD(m/s2)2/Hz10203000.25556.53600.141800.2510000.14由表1可知：该产品振动试验要求包括了正弦扫频、机械冲击和随机振动三项试验，其试验要求均为试验完成后，产品外观无变形无损坏。为了在样品生产之前就对其结构强度进行振动分析，利用Abaqus软件对其进行CAE分析，预测其通过实际振动试验的可能性。4．2振动仿真分析该车身控制器主要由上、下盖板和电路板总成等零件组成，其模型如图3所示。整个总成通过上盖上三个固定孔和车身连接，上盖模型及其上的固定孔位置如图4所示。上、下盖板的材料为ABS，其材料的破环强度为50Mpa。在Hypermesh软件中建立该控制器的CAE仿真模型，上、下盖板间通过若干个卡扣连接，在仿真软件中通过相应节点间自由度耦合（*COUPLE_DIS）实现该连接。同时固定三个安装孔上节点的所有自由度。4．2．1固有频率分析零部件的固有频率直接决定其在振动试验中的性能表现，电子产品发生共振时其受振动载荷的干扰最大，发生失效的可能性也最大，为此对该车身控制器进行固有频率分析，得到其总成前十阶模态分析结果，如表3所示。该总成第4阶模态振型如图5所示，其振型为Z轴方向的整体移动和，由于该模态整型为整体振动，共振质量较大，是一个较危险的工况。图3车身控制器模型图4车身控制器上盖模型图5该车身控制器第四阶振型4．2．2稳态频率响应分析由式(6)可知当激励载荷频率和电子产品的固有频率相同时，电子产品所受载荷最大，属于较危险的工况。对应振动试验项目1，为了评估该车身控制器在简谐激励作用的频率范围内（200Hz以内）发生共振时的应力及位移大小，在空间三个方向对模型进行频率响应分析，计算该产品共振时所受应力和位移大小，整个产品的结构阻尼为3%，最终的分析结果如表4所示。图6.该车身控制器在其第四阶共振频率下共振时应力及位移云图（激励载荷沿Z轴）表4.正弦扫频载荷作用下该车身控制器各阶固有频率对应的应力和位移分析结果载荷方向频率值[Hz]最大应力[MPa]最大位移[mm]X轴79.9253.100.28487.98810.611.061101.5483.770.393141.4594.060.103160.6592.480.218171.9740.7450.104193.2920.5430.087Y轴79.92515.332.92187.9885.470.735101.54821.412.232141.4591.720.153160.6591.840.145171.9742.070.161193.2920.8740.0786Z轴79.9253.960.34587.98810.71.06101.5486.650.676141.45933.20.911160.6597.520.341171.9744.960.377193.2924.340.223根据表4可知，在空间三个方向、频率范围200Hz以内的该车身控制器的前7阶固有频率的所有应力结果中，Z轴方向第4阶固有频率下发生共振时的应力最大，其最大应力值为33.2Mpa，最大位移为0.911mm，如图6所示。根据图6(b)中该控制器的变形图和图3中该控制器第四阶模态振型图的变化趋势十分相似，表明该控制器在Z轴方向激励作用下、激励频率等于其第四阶固有频率时，控制器沿Z轴方向发生整体共振，此时动力放大系数最大，控制器所受载荷最大，相应的应力分析结果也最大。该控制器上盖已根据前次设计方案的分析结果在安装孔附近增加