輕型客車白車身的結構改進與NVH性能提升

陳志勇，鄔廣銘，史文庫，郭福祥，桂龍明

(1.吉林大學，汽車仿真與控制國家重點實驗室，長春 130022;2.南京依維柯汽車有限公司產品工程部，南京 210028)

前言

車身是噪聲與振動的傳遞通道［1］。車身的結構模態頻率一定要與其受到的外界激勵(包括發動機激勵、路面激勵、車輪不平衡的動態力、傳動系統不平衡的動態力、不等速萬向節引起的傳動軸2階激勵、排氣系統激勵，以及其他部件的相對運動產生的動態作用力)的頻率分開［2－4］，否則車身會產生共振［5－6］，引起車內較大的振動和噪聲［7］。

本文中運用模態分析、振動階次跟蹤、靈敏度分析等手段，結合某輕型客車在高速時車內出現劇烈振動和異常噪聲的問題，提出了解決汽車NVH問題的一個方法。結合車身改進方案的實施，通過試驗對比改進前后的車內振動與噪聲，證明了該方法的有效性與合理性。

1 異常振動和噪聲原因分析

某輕型客車在90～120km/h車速范圍(對應發動機轉速為2 540～3 390r/min)車內出現劇烈振動和異常噪聲，針對這一問題，用階次跟蹤方法通過試驗對振源進行識別。

在車內地板和乘員右耳處分別布置加速度傳感器和聲壓傳聲器，用以在客車勻加速時采集車內的振動加速度和聲壓信號，并對垂向加速度和聲壓進行階次跟蹤，結果如圖1和圖2所示。

由圖可見，主要的激振頻率為發動機的0.26階激勵，根據客車的最高擋傳動比(i5=0.777)、主減速比(i0=4.95)和車輪滾動半徑(R=361mm)，可知該階激勵即為車輪轉動的1階激勵，且在低頻區域出現兩個共振頻帶(10.2～11.3Hz和13.7～14.8Hz)。白車身的模態分析表明，車身的前兩階固有頻率分別為11.30和14.18Hz，與共振頻帶接近，從而導致車內出現異常振動和噪聲。

2 建模與仿真

2.1 模態分析與驗證

2.1.1 有限元模態分析

在HyperMesh中建立白車身的有限元模型，見圖3。白車身采用殼單元離散，包括大多數的四邊形單元和少量的三角形單元，殼單元網格尺寸小于10mm，厚度一般在2mm以內。鈑金件和骨架之間的連接按實際情況進行模擬:Weld單元模擬點焊連接;Beam單元模擬螺栓連接和鉚接;Adhere單元模擬粘接［8］。

白車身模型采用Lanczos方法進行有限元模態分析［9］，前4階有限元模態頻率如表1所示，1階和2階模態振型如圖4所示。

表1 白車身有限元模態頻率

2.1.2 試驗模態驗證

有限元分析過程中，出于計算和網格劃分的需要，會對模型進行不同程度的簡化。為驗證有限元模型的準確性，須對白車身進行模態試驗，見圖5。

模態試驗采用四點自由懸掛、三點激振多點拾振的方法，同時對車身縱向、側向和垂向3個方向進行激振和拾振。激振點和測點布置見圖6。

表2為白車身前4階試驗模態頻率，1階和2階模態振型如圖7所示。比較表1和表2，白車身的試驗模態頻率和有限元模態頻率相差很小，振型基本一致。

表2 白車身試驗模態頻率

有限元分析和模態試驗結果表明，白車身的1階和2階固有頻率(11.30和14.18Hz)分別與車輪轉動1階激勵頻率帶(10.2～11.3Hz和13.7～14.8Hz)非常接近。這說明:(1)車速在 90～120km/h范圍車內振動主要由白車身的前兩階模態產生共振引起，提高白車身前兩階固有頻率，可以離開激振頻率范圍，避免共振的發生;(2)有限元和試驗結果基本一致，白車身有限元模型是準確的，可用于后續的結構改進設計。

2.2 白車身的改進設計

2.2.1 模態頻率靈敏度理論

設ωi和ui分別是車身結構第i階模態的固有頻率和振型向量，則應滿足:

式中:K和M為結構模型的總剛度矩陣和總質量矩陣，其維數即為結構模型自由度數。

對式(1)進行求導得

則可得

在有限元中，K和M分別為單元剛度矩陣Ke和單元質量矩陣Me的求和，即

對式(4)和式(5)求導有

則式(3)可轉化為

式中:ωei，j為第 i階固有頻率 ωi對設計變量 xj的靈敏度。一般有限元殼單元的單元剛度矩陣Ke和單元質量矩陣Me可表示為

式中:Kem和Keb為單元的膜剛度和彎曲剛度;E為彈性模量;xj為板厚參數;Ke1和Ke2為單元常數矩陣;ρ為材料密度;Ae為單元中性面面積;Me1為與xe無關的單元常數矩陣。

對式(9)和式(10)求導得

由式(8)、式(11)和式(12)即可得到模型的第i階模態頻率對單元板厚參數的靈敏度［10］。

2.2.2 靈敏度分析

以白車身各鈑金件和骨架的厚度為設計變量，以車身質量上限值為約束條件，以1階和2階模態頻率的最大化為目標函數，采用OptiStruct軟件進行靈敏度分析，得到白車身前兩階模態頻率和質量對各設計變量的靈敏度。

圖8列出了模態頻率對關鍵設計變量的靈敏度，圖9為相應的質量靈敏度。橫坐標數字對應的零件編號如表3所示。

可以看出，白車身1階頻率對A柱和后門框零件厚度的靈敏度較大;2階頻率對側板零件厚度的靈敏度較大。

2.2.3 車身改進方案

根據模態頻率靈敏度分析結果，白車身改進方案為:對關鍵敏感件厚度進行調整，見表4。相應的加工模具只須進行小改動即可。改進后，整車質量增加12.0kg，增幅在合理范圍內。

改進后白車身的固有頻率如表5所示，模態振型如圖10所示。改進后白車身的1階和2階固有頻率分別提升29.12%和13.05%，改善效果十分明顯。

表3 白車身零件編號

表4 敏感件厚度改進方案

表5 改進前后白車身模態頻率對比

3 試驗驗證

按白車身的改進方案試制樣車，進行對比試驗，以驗證改進方案的有效性和正確性。分別采集改進前后乘員座椅地板處的振動加速度信號和右耳側的聲壓信號。圖11～圖14為4種車速從90～120km/h時振動加速度功率譜密度。由圖可知，改進前在車輪轉動1階頻率附近車內有明顯的振動峰值，改進后振動峰值均被削掉。圖15為改進前后乘員右耳側聲壓級。由圖可見，改進后車內噪聲有明顯衰減。說明車身結構的加強對于衰減車身共振、改善車內振動和噪聲有明顯的效果。

4 結論

(1)用階次跟蹤法確定異常振動的激振頻率為車輪轉動的1階頻率，結合白車身的模態分析，判斷異常振動和噪聲是由于激振頻率與車身前兩階固有頻率接近，引起車身共振所致。

(2)以白車身各鈑金件和骨架的厚度為設計變量，以1階和2階模態頻率的最大化為目標函數，對白車身進行靈敏度分析，根據模態頻率靈敏度和質量靈敏度提出改進方案。改進后白車身的1階和2階模態頻率分別提升29.12%和13.05%。

(3)根據白車身改進方案，試制樣車并做對比試驗驗證。在90～120km/h的車速范圍內，改進后車內振動和噪聲均有明顯的衰減，表明所采用方法的有效性與合理性。

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