白車身接附點動剛度優化設計

周安勇 侯 蕾 劉旌揚

（一汽海馬汽車有限公司）

1 前言

轎車車身大多是承載式車身，由于承載式車身的結構特點，振動和噪聲很容易傳至車內，這不僅影響乘坐的舒適性，而且易造成車身疲勞損傷。在車身結構設計中，一些關鍵點 （主要包括發動機懸置點、減振器安裝點、拖曳臂安裝點及副車架接附點等）是向車身傳遞振動的主要來源[1]。白車身關鍵點動剛度對車身的振動和疲勞破壞有重要的影響。白車身接附點局部動剛度考察的是在所關注的頻率范圍內該接附點局部區域的動剛度水平。動剛度與結構傳入的能量成反比，因此關鍵連接點的動剛度需要足夠大以減少結構傳入的能量；動剛度過低易引起更大的振動噪聲。因此，該性能指標對整車NVH性能有較大影響，是在整車NVH分析中需要首先考慮的因素。本文以在工程設計階段的某轎車為研究對象，進行白車身關鍵點動剛度分析、優化、測試及對比。

2 基本理論及有限元建模

2.1 基本理論

動剛度分析是評價車身安裝點NVH性能的重要方法。動剛度是結構產生單位振幅所需要的動態力，表征了結構在動態載荷下抵抗變形的能力。動剛度并不是一個常數，其隨頻率的改變而變化，是頻率的函數。

對車身進行動剛度分析時，輸入為源點單位力，輸出為源點加速度響應，源點加速度曲線則稱為IPI曲線。IPI的計算公式為[2]:

式中，F為質量塊安裝點所受載荷；K為質量塊安裝點動剛度；a為加速度；ω為圓頻率；f為頻率；x為位移。

通過公式（1）進一步可以得到源點加速度導納曲線，即動剛度曲線。該曲線是用于考察車身與發動機、懸架連接點等局部動剛度的重要指標。

為更加直觀地看出各個關鍵點的動剛度，并方便與參考值進行比較，對分析得到的動剛度曲線進行數據處理，將其等效為在關注的頻率范圍內的一個具體數值，稱為等效動剛度，單位為N/mm或N/m。

等效動剛度的計算公式為:

式中，n為頻率個數；IPI（f）為對應頻率下的源點加速度響應值。

2.2 有限元建模及動剛度分析邊界條件

白車身主要由沖壓鈑金件通過焊接而成，因此利用Altair HyperMesh軟件對某車輛的白車身進行有限元建模。根據企業內部標準設定有限元模型單元尺寸為10 mm，采用CQUAD4四邊形網格和少量CTRIA3三角形網格，其中三角形單元不超過單元總數的5%。焊點采用一維單元模擬，膠粘采用六面體單元模擬。白車身有限元模型如圖1所示，其中殼單元1067155個，體單元57383個。

白車身動剛度分析的加載點與響應點相同，即為車身關鍵接附點（圖2），其包括動力總成懸置車身側安裝點、前后副車架安裝點、減振器彈簧安裝點、拖曳臂安裝點及排氣吊耳安裝點等。白車身為無約束自由狀態。本文采用NASTRAN軟件的基于模態頻率響應模塊計算白車身接附點動剛度。在0～200 Hz頻率范圍內考慮X、Y、Z 3個方向的動剛度屬性，結構阻尼為3%，輸出對應方向的加速度響應。計算結果通過數據處理得到IPI曲線，再經過進一步后處理可以得到動剛度曲線和等效動剛度值等。

3 IPI分析結果

將此白車身接附點動剛度計算結果與參考值曲線對比，以確定該點在某頻率下峰值是否超出參考值曲線，每個接附點經過3個方向的對比分析得出。右側動力總成車身側懸置支架安裝點Y向IPI曲線在27 Hz附近及50 Hz以上超出參考曲線值，如圖3所示。

經公式（1）計算得到的動剛度曲線如圖4所示。由圖4可知，Y向動剛度偏小，其大部分在4000 N/mm的參考線下方。

4 評價方法及試驗

4.1 評價方法

以白車身右懸置安裝點的IPI曲線為例，可知發動機右懸置Y向在20 Hz以上大部分頻率范圍的源點加速度響應都大于參考曲線，在27 Hz、50 Hz和100 Hz附近存在較大的峰值響應，可見右懸置支架為優化的重點。

根據公式（2）和公式（3）計算得到發動機右側懸置接附點在0～200 Hz頻率范圍內的等效動剛度值，如表1所列。

表1 右懸置接附點等效動剛度值 N/mm

對發動機右懸置支架進行優化時，考慮到Y向等效動剛度僅為2617 N/mm，相對較弱，則在支架的上方沿著Y向增加支架連接加強板，模擬Y向結構的強化。板厚為2.5 mm，一端與右懸置支架上端相連，另一端與車身連接，如圖5所示。優化前、后右懸置接附點Y向IPI曲線圖如圖6所示。由圖6可以看出，優化后的模型接附點加速度響應較之前有所降低，在關注的頻率范圍內有相應改善。同時計算出等效動剛度值由原來的2617 N/mm增加到3742 N/mm，增加了43%。

由于仍未達到參考標準4000 N/mm的等效動剛度值目標，因此在第1步優化的基礎上，進一步對右懸置支架本體及支架連接加強板進行第2步結構優化?？紤]到支架本身剛度不夠，所以在支架上表面及連接加強板上加筋，并對加強板進行翻邊處理，如圖7所示。改變懸置支架的結構后，通過動剛度計算得到的IPI曲線較第1步優化又有降低（圖 6）。

圖8為優化前、后右懸置接附點Y向動剛度曲線圖，可知優化后的動剛度較優化前有所提高。由公式（2）及公式（3）計算得到優化后的右懸置支架接附點Y向的等效動剛度值為4917 N/mm。

經過兩步優化后，整體IPI曲線峰值大幅度降低，相應動剛度值也得到提高，滿足了等效動剛度值為4000 N/mm的參考目標值。

4.2 試驗驗證

將優化后的動力總成右懸置支架安裝于車身上進行動剛度試驗。利用LMS Test.lab Impact Testing模塊對車身接附點進行錘擊激勵，并在相對應的接附點分別布置3向加速度傳感器。經在整車車身上接附點試驗，得到試驗結果與CAE仿真分析IPI結果對比圖（以右懸置接附點Y向為例）如圖9所示，試驗與CAE分析的動剛度曲線結果對比圖如圖10所示。通過試驗與仿真對比，驗證了CAE分析的可行性及準確性。

5 結束語

論述了白車身接附點動剛度分析的基本理論、分析方法，利用NASTRAN軟件基于模態的頻率響應模塊對白車身關鍵點動剛度進行CAE分析，得到車身接附點的動剛度屬性。針對動剛度薄弱點進行2次優化設計，然后對更改后的車身進行錘擊試驗，將試驗結果和與CAE分析結果進行對比，驗證了有限元模型的可行性和準確性。經分析優化使該車輛獲得良好的動態剛度性能，保證了車輛的NVH性能，提高了乘坐舒適性。

1 龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動——理論與應用.北京:北京理工大學出版社，2006，309～330.

2 肖攀，周定陸，周舟.白車身接附點局部動剛度分析.MSC.Software中國用戶論文集，2007.

3 高云凱，汪翼，林典，等.白車身質量塊安裝點動剛度分析與優化.中國機械工程，2010，21（6）.