汽車前圍板及油門踏板振動研究

董志新，謝 然

（廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院，廣東廣州 511434）

0 前言

汽車乘坐舒適性是評價汽車性能的重要因素之一，車輛抖動容易造成駕駛員疲勞，影響行車安全性，整車開發流程中必須嚴格控制車輛的振動噪聲水平。汽車NVH涉及到眾多子系統，油門踏板的抖動就是其中非常重要的一個部分。

本文針對某車型加速到3 600 r/min時油門踏板抖動問題進行分析，油門踏板通過螺栓直接安裝在前圍板上，發動機及路面的激勵傳遞到前圍板，從而引起油門踏板抖動。結合板結構優化理論，本文改進前圍板設計方面的不足，提高踏板安裝點的動剛度，改善踏板抖動問題。另外，本文還研究了踏板結構對振動的影響，有助于在開發前期踏板選型。

1 問題描述與分析

某一開發中的車型在加速時，當發動機轉速達到3 600 r/min左右，油門踏板有明顯振動。為了找到踏板振動原因，進行了整車狀態下油門踏板動剛度計算，圖1是油門踏板X方向振動加速度響應。由圖1可以看出，踏板總成在124 Hz附近存在振動峰值，頻率與發動機2階激勵頻率耦合。

圖1 油門踏板X方向加速度響應

在激勵源不變的情況下，從傳遞路徑及響應上尋求解決方案。圖2為整車狀態下油門踏板在124 Hz頻率下的振型，從圖中可以看出，油門踏板的振動主要是由于前圍板的前后晃動引起，需要對其進行結構加強，降低共振處的響應峰值或者將模態移出常用轉速范圍。

圖2 整車狀態下前圍板及油門踏板振型

2 模型簡化與理論分析

2.1 踏板分析模型

前圍板與車身的縱梁和橫梁直接焊接，由于梁的剛度遠大于板的剛度，前圍板與梁連接處的變形遠小于其他部位的變形。前圍板是薄板且支撐跨距大，當受到外界激勵時，容易引起板的振動。油門踏板通過螺栓直接安裝在前圍板上接近中間位置，當前圍板運動時，油門踏板會受到激勵，相當于支承運動引起的強迫振動。圖3所示振動系統中，設x(t)及xs(t)分別是油門踏板及前圍板的位移，由于前圍板的運動，油門踏板受到的彈性恢復力為k(x -xs)，阻尼力為c(x?-x?s)，由達朗伯原理得運動微分方程：

圖3 強迫振動示意圖

設前圍板上油門踏板安裝點振幅為a，油門踏板振幅為B，β為振幅放大因子，根據振動理論[1]：

式（2）中：λ-激勵力頻率與系統頻率之比；

ζ-系統阻尼比。

單獨考慮踏板及前圍子系統，油門踏板1階垂向固有頻率為245 Hz，前圍板1階模態為77 Hz。汽車振動噪聲主要來源于發動機及其相關部件、傳動系統及旋轉機械激勵、輪胎激勵、其他系統的隨機或脈沖激勵、風激勵等，對前圍板影響最大的是發動機激勵，其激勵頻率為0～150 Hz，在汽車加速過程中需要經過前圍板共振帶，需要增強前圍板的模態、動剛度，減少前圍板共振次數、降低激勵振幅a。對于油門踏板，由于λ始終小于1，相同λ時阻尼越大、同一阻尼下λ越小時振幅放大因子越小，可以通過選擇較強的油門踏板結構降低振動傳遞。

2.2 前圍板分析模型

將前圍板的邊界簡化為簡支邊界條件，根據薄板振動理論[2]，長度為a、寬度為b、厚度為h的平板系統彎曲剛度為：

式（3）中：D0-薄板彎曲剛度；

μ-泊松比；

E-楊氏模量。

固有頻率為：

式（4）中： ρ-密度；

i、 j分別是沿著X和Y方向的模態數，i,j=1，2，3，…

固有頻率跟質量和剛度的關系為：

板的質量m=ρabh，由式（5）可得系統的1階模態下的剛度為：

由式（6）可知，板的剛度與材料的楊氏模量、厚度的三次方成正比，與長度的平方成反比。選用高楊氏模量的材料、增加厚度或者減小板的尺寸均會提高板的剛度，但實際工程中通常由于成本、重量或設計尺寸要求難以達到。提高板的剛度有幾種常用的方法：（1）將板做成階梯形或槽型；（2）增加凸臺，在板上沖筋或做成曲面板或者分成幾個平面；（3）在板上增加支撐結構[3]，如增加加強板或者貼補強膠。

3 分析與優化

3.1 前圍板優化與結果比較

為了準確模擬踏板及前圍板的在整車上的振動情況，在Hypermesh中建立車型的內飾車身有限元整備車身模型，前圍板采用殼單元模擬，通過焊點連接到車身縱梁及橫梁上；油門踏板臂及踏板基座用實體單元劃分，通過踏板安裝支架連接到前圍板上，螺栓連接采用Rbe2單元模擬，其中踏板本體材料多采用耐高溫、耐磨、高強度、高剛性塑料，在建模時需要根據實際測試數據賦予材料屬性[4]。對前圍板振動影響較大的零部件如離合踏板、制動踏板、制動真空泵等其他系統及附件，根據其結構進行進行網格劃分或者采用集中質量單元conm2代替，質心位置跟安裝點之間用Rbe3連接。

前圍板受到激勵時很容易產生前后晃動，且油門踏板安裝在其振幅較大位置，因此減小前圍板振幅可以有效改善油門踏板抖動問題。由于工藝、成本及總布置的限制，加補強膠的方案難以在前圍板上踏板安裝點位置附近實施，因此本文主要考慮增加厚度、加筋[5]或凸臺的方式提高剛度。前圍板加筋時需要避開與車身連接焊點位置、附件安裝平面、轉向系統等的通過孔及其他工藝溝槽等，確定可以優化加筋的區域。以某原型車為例，初始方案前圍板厚度0.8 mm，左側小的加強板厚度1.2 mm，結構如圖4中(a)所示；優化方案1為在初始方案的基礎上加筋優化，加筋位置主要集中制應力較大位置，起筋高度約為10 mm，角度為70°[6]，板厚度不變，起筋方向面向成員艙，并在局部位置增加焊點，結構如圖4中(b)所示；優化方案2為加厚方案[7]，板結構不變，將前圍板厚度加厚為1 mm，小的加強板厚度1.5 mm，總體重量增加1.8 kg。優化的邊界條件為：整備車身狀態下不設約束，計算油門踏板前圍安裝點源點動剛度(IPI)，目標是在問題頻段安裝點加速度響應峰值最小，將模型提交Nastran進行計算。

將計算結果用HyperGraph進行查看，根據發動機常用轉速范圍，主要考慮150 Hz內的加速度響應。計算得到的三種方案前圍板上油門踏板安裝點振動加速度響應結果對比如圖5所示。由于人體對垂直于腳面的方向比較敏感，因此重點考察整車的X方向，即車輛行駛方向。圖5中實線代表初始方案，在120 Hz處存在較大峰值，對應發動機轉速為3 600 r/min，與問題轉速一致，說明此模態頻率范圍內前圍板局部模態與發動機二階激勵耦合，較低的前圍板剛度容易引起踏板抖動，容易引起顧客抱怨。圖5中點劃線為加筋優化方案，前圍板及加強板厚度不變，120 Hz處加速度響應峰值有較大幅度降低，表明油門踏板安裝點動剛度提升明顯，前圍板的振動幅度得以有效改善。圖5中虛線為在初始方案基礎上加厚的計算結果，第一個峰值模態由59 Hz上升到68 Hz，第二個峰值對應的模態略有上升，由120 Hz變為123 Hz，加速度響應幅值較原始方案大幅度降低，但高于加筋方案；第三個峰值模態由129 Hz變為139 Hz，前圍板模態提高明顯，且加速度幅值降低。由以上分析可知，加筋對前圍板固有頻率影響不大，但可以明顯降低共振頻率下的加速度響應峰值，提高前圍板動剛度，減小傳遞到踏板的振動及前圍板自身的輻射噪音；增加厚度可以提高系統模態及整體動剛度，但降低共振峰值方面不如加筋效果明顯，因此系統優化時需要綜合考慮結構跟厚度的影響。

圖5 優化前后油門踏板安裝點IPI曲線

圖4 前圍板結構圖

3.2 踏板分析與選型

油門踏板是控制發動機供油量的裝置，可以調節發動機轉速，是駕駛員控制車速的重要部件。按照踏板轉軸跟支架的相對位置關系，油門踏板可以分為"地板式"和"懸掛式"。"懸掛式"轉軸位于基座上，踩踏輕巧，成本低，本文中主要討論這種踏板，其結構主要由踏板基座、踏板臂、轉軸和調節彈簧組成，踏板臂通過轉軸與踏板基座連接在一起。

圖6 三種踏板結構

本文選取了三款不同結構的油門踏板，分析結構對踏板抖動的影響，踏板結構如圖6所示，其安裝硬點相同，轉軸在基座上的相對位置不同。為了研究轉軸位置對踏板振動的影響，三個踏板分別安裝到同一個車身上進行驗證。

首先進行CAE計算，整備車身狀態計算三個踏板軸點位置的動剛度，X向加速度響應結果如圖7所示。從圖7中可知，在加速度響應峰值87 Hz處，踏板1的振動峰值明顯高于踏板2及踏板3，說明軸點位置對動剛度影響很大。轉軸越靠近踏板前安裝點，其動剛度越低，主要是前圍板安裝點附近由于板跨距大，剛度相對于支架下安裝點較弱，靠上的轉軸增加了分配到踏板前圍安裝點的力，從而增加了踏板的位移。

圖7 三種踏板軸點動剛度計算結果對比

圖8 為三個踏板的實車測試結果，為消除發動機的影響，選用滑行工況。關注點為踏板踩踏點振動幅值，在測試區域設置局部坐標系，X向與腳踏面平行，Y向與整車坐標系Y向平行，Z向垂直于腳踏板平面，人體對此局部坐標系下Z向最敏感。圖8中6秒處從上到下曲線分別代表踏板1、踏板2、踏板3，從圖8中可以看出，在2～6 s內踏板1曲線振動峰值明顯大于其他兩個踏板，說明對于懸掛式踏板，旋轉軸越靠近前圍安裝點，越容易引起踏板的抖動，與仿真計算結果一致。

圖8 三種踏板測試結果對比

4 結語

前圍板結構模態及動剛度對踏板振動影響很大，提高前圍板模態及剛度，通過提高踏板安裝點剛度，減小振動傳遞幅值，或者將模態頻率移出常用轉速范圍，均可有效解決踏板抖動超標問題。在板上加筋可以同時提高系統的模態及動剛度，效果明顯；雖然加厚方案可提高系統模態，提高系統剛度，但效果不如加筋方案明顯，因此實際中改變板件的結構能更有效地提高板件剛度。

三種類型的踏板安裝狀態下模態相差不大，軸點位置對剛度影響較大，對懸掛式踏板油門踏板軸點越靠前越容易引起踏板抖動，因此在踏板選型時應該注意。

參考文獻：

［1］倪振華.振動力學［M］.西安：西安交通大學出版社，1990.

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