基于CAE模態分析運用降低整車噪聲

顧海南，李盈盈，李立波，楊東升

引言

隨著收入水平的提高，消費者對汽車產品的舒適性需求越來越高，從而導致了在整車開發中對影響舒適性指標的振動噪聲提出了更高的設計要求。動力總成懸置系統對發動機激勵的隔震效果是汽車NVH性能的重要影響因素[1]。動力總成是汽車的主要噪聲和振動源，一旦懸置系統的激勵區域與動力總成相重合，將直接影響到整車 NVH指標，進而給消費者的駕乘感受帶來惡劣的影響。

1、動剛度和模態的簡介

1.1 定義

動剛度：是在動載荷作用下抵抗變形的能力，動剛度不足將對車身疲勞壽命和整車乘坐舒適性產生非常不利的影響；

模態：是結構系統的固有的振動特性。

1.2 固有模態的規劃及公式

汽車上各個系統是相互連接在一起的，相連的模態需要分開，否則他們之間會發生共振。

系統的振動微分方程：

進行固有特性分析時通常簡化為無阻尼自由振動系統：

進而得到：

2、懸置支架模態分析及改進

2.1 CAE建模說明

建立了一個簡化分析模型，該模型將懸置系統總成及發動機總成進行裝配，后懸置支架與變速箱剛性連接，進行全約束。不考慮車架及其他分總成的耦合效果。如圖1所示：

2.2 實驗過程說明

2.2.1 邊界條件

后懸置支架安裝為實車狀態，如圖2所示：

2.2.2 傳感器安裝

三向加速度振動傳感器安裝于后懸置主動側V型支架中部，Z向為V型支架法向垂直方向。如圖3所示：

2.2.3 力錘敲擊

使用力錘分別敲擊支架（傳感器安裝位置）X向與Z向。如圖4、圖5所示：

3、某開發車型實驗現狀

試制車輛在勻速 6檔 80km/h工況下，發動機對應的 4階次激勵為152.6 Hz，通過6檔80km/h駕駛員右耳噪聲圖表顯示，在該頻率下存在共振點。具體見圖6：

后懸置主動側支架動剛度測試結果如圖7所示：支架 Z向首階模態為152Hz，峰值處動剛度只有 100N/mm。

即初步確認在該發動機轉速下，應為后懸置支架Z向模態與發動機激勵相吻合，造成共振，駕駛室內噪聲值大。

3.1 后懸置支架改進方案

根據2.2中公式推導，后懸置支架想要提升模態，需要從加強剛度或減重方向重新進行結構設計。

方案一：在現有結構上，在支架中間部位，加焊一塊加強板；（見圖8）。

方案二：在現有結構上，在支架中間部位，加焊兩塊加強板并在支架兩側開了四個腰型孔進行減重；（見圖9）。

方案三：在現有結構上，根據整車空間布置余量，在支架的Z向厚度上，加厚10mm，且在支架中部不再開凹槽，支架一體化連接；（見圖10）。

CAE分析比對動剛度結果：

表1

通過CAE分析比對，三個方案相比原方案，在Z向剛度上均有明顯提升，但方案一與方案二相近，故對方案一和方案三兩個方案進行實車驗證。

3.2 后懸置支架方案改進的驗證結果

3.2.1 方案模態驗證結果

方案一：Z向首階模態提升至179 Hz，見圖11。

方案三：Z向首階模態提升至204 Hz，見圖12。

通過模態實驗驗證結果，Z向模態提升的服務雖與CAE動剛度分析的提升的比值存在差異，但趨勢一致，CAE分析有借鑒價值。

3.2.2 改進方案對整車效果的影響驗證

第一輪整改測試數據（圖13上）在 170Hz-240Hz 頻帶存在共振，與第一輪整改樣件固有模態頻率范圍相符；第二輪整改后測試數據（圖13下）在該頻段共振顯著減弱。即懸置支架的固有模態是影響到整車噪聲的的主因，且隨著首階模態的提高，避開共振帶后，對整車 NVH起到了立竿見影的整改效果。

3、結論

通過上述實例展示可以知道，發動機周邊部件的固有頻率一旦和發動機的階次激勵一致，所產生的共振危害。通過設計初期的CAE動剛度分析，能定性判斷方案的可行性，對設計過程的方案選擇進行指導，減少資源的浪費。

[1] 廖毅,呂兆平.基于懸置支架動剛度分析的整車 NVH 性能分析及改進[J].企業科技與發展，2012,10.

[2] 郭榮,章桐.汽車動力總成懸置系統[M].同濟大學出版社,2013.

[3] 劉祖斌,劉英杰.發動機懸置設計中的動、靜剛度參數研究[J].汽車技術,2008（6）.

[4] 張平,雷雨成等.轎車車身模態分析及結構優化設計[J].汽車技術,2006（4）.