某車型后扭梁安裝支架動剛度優化

孫壽峰

（中國第一汽車股份有限公司天津技術開發分公司）

隨著汽車設計水平的提升，舒適性成為區分汽車品質好壞的重要因素之一[1]。車內噪聲是衡量乘坐舒適性的重要指標，而路噪是車內噪聲的重要組成部分。文章針對某車型的路噪問題，采用CAE 方法找到了車身與底盤連接點動剛度較弱的部位，并與試驗相結合，通過優化后扭梁連接點車身側支架結構，來提高連接點處動剛度，從而降低路面激勵向車身的傳遞，為路噪問題提供了優化思路及改善方案，是整個路噪性能改善課題的重要組成部分。

1 某車型路噪問題介紹

在某車型整車NVH 試驗測試評價中，5 擋勻速和3 擋急加速工況下車內噪聲較大，明顯高于標桿車型。分析車內振動噪聲的頻譜特性并對比該車在粗糙路面的噪聲，試驗部門得出結論：車內中低頻振動噪聲主要由路噪組成。

路面激勵經過輪胎帶動懸架，通過不同路徑傳遞給車身[2]，其主要的路徑及影響因素，如圖1 所示。其中，車身與底盤連接點是路噪的重要傳遞路徑之一，文章將針對此路徑進行問題排查及優化。

圖1 汽車路噪傳遞路徑及影響因素示意圖

2 分析模型

仿真分析需要用到帶內飾車身（TB）有限元模型和聲腔有限元模型2 個部分。

1）TB 有限元模型。該模型包括白車身、轉向系統、閉合件、座椅及與車身相連的附件等，其中焊縫采用CWELD 單元模擬，點焊采用ACM單元模擬；襯套采用BUSH 單元模擬，參數為試驗測得；螺栓采用RBE2 單元模擬；車身內飾件采用RBE3+CONM2 模擬。

2）聲腔有限元模型。聲腔是車身內部板件圍成的密閉空間，包括車內空氣腔和座椅腔兩部分。聲腔采用四面體單元進行離散，材料屬性為流體，采用MAT10定義。帶內飾車身和聲腔的有限元模型，如圖2 所示。

圖2 帶內飾車身和聲腔的有限元模型

3 路噪問題排查

3.1 模型驗證

試驗部門采集了某車型車身側懸架安裝點的加速度信號以及車內噪聲響應，該車前懸架為麥弗遜懸架，后懸架為扭力梁懸架，懸架安裝點位置，如圖3 所示。

圖3 某車型懸架安裝點示意圖

使用帶內飾的車身模型進行噪聲響應仿真分析，將試驗采集到的加速度信號作為激勵，加載到懸架安裝點上，計算車內后排實測點的噪聲響應，分析頻率段為20～200 Hz。

經仿真計算得到后排左側乘客左耳處、后排中間乘客左耳處、后排右側乘客右耳處的聲壓級結果，并與試驗得到的聲壓級進行對比，對比曲線，如圖4 所示。

圖4 帶內飾車身模型噪聲響應點聲壓級仿真與試驗結果對比

從圖4 可以看出，仿真與試驗的響應點聲壓級吻合度較好，說明CAE 模型相對準確，可用于下一步的驗證及優化分析。

3.2 傳遞路徑排查

將不同安裝點的激勵分別單獨加載，將分析結果與所有點同時加載的結果進行對比，確定貢獻量最大的懸架安裝點。對比曲線，如圖5 所示。

圖5 車身與底盤安裝點分別加載與全部加載對比曲線圖

從圖5d 可以看出，后扭梁安裝點在單獨激勵下，車內噪聲水平與所有點共同加載的分析結果吻合度非常高，說明后扭梁安裝點是路噪的最主要傳遞途徑。

3.3 后扭梁問題排查

在車身連接點NVH 試驗中，連接點的動剛度測試（如圖6 所示）發現，本車型后扭梁安裝支架Y 向平均動剛度水平實測值約在10 000 N/mm，而標桿車實測值約在20 000 N/mm，如表1 所示，后扭梁安裝點動剛度水平較標桿車低。CAE 計算也發現后扭梁動剛度較低的問題，與測試結果相符。

圖6 車身連接點動剛度試驗

表1 汽車后扭梁安裝支架動剛度測試結果對比N/mm

后扭梁安裝點處的動剛度是非常關鍵的一個參數[3]，直接影響著車身的NVH 性能，支架的動剛度值過低說明此安裝點傳遞激勵的能力過高[4]，可以從這一方向著手，通過優化支架動剛度來優化車內噪聲水平。

4 后扭梁安裝點動剛度優化

4.1 仿真計算

某車型后扭梁支架Z 向較長，且在Y 向支撐較少，可布置支架來提高Y 向支撐，目標是將Y 向動剛度值提高至20 000 N/mm 以上。優化方案包括3 點改動，如圖7 所示：1）底部加強件的安裝點數量由2 個改為3 個；2）布置藍色三角支架，焊接于車身內側，厚度為2 mm；3）支架內部新增黃色加強板。

圖7 某車型后扭梁安裝支架優化方案

使用TB 模型進行后扭梁連接點動剛度仿真計算，車身模型為自由狀態，在后扭梁安裝點Y 向定義1 N的單位載荷作為激勵，并將該點作為響應點，自由度與激勵自由度相同，對該點進行20～200 Hz 頻率段的傳遞函數計算，輸出該點加速度響應。通過軟件后處理，可以得到后扭梁安裝點左、右側Y 向動剛度分別達到21 321，20 998 N/mm。

4.2 試驗驗證

后扭梁支架加強方案經車身設計工程師確認，滿足工藝要求；由試制車間工程師制作試件，并裝車。經過裝車驗證（如圖8 所示），優化后的后扭梁安裝支架左、右側Y 向動剛度分別為20 953，22 094 N/mm，均已達到目標。

圖8 某車型后扭梁支架試件裝車

5 結論

對某車型的TB 模型進行了路噪結果對比，快速定位了產生問題的關鍵點，并且提出了優化方案，通過CAE 仿真與試驗測試驗證了動剛度的優化效果。文章用到的噪聲響應分析、動剛度分析方法是NVH 的仿真分析項，仿真分析可以提高問題整改的效率，并且能夠降低試件制作成本。動剛度優化工作是整個路噪性能改善課題的重要組成部分，文章的成果可直接應用于下一步整車路噪問題的解決。