某車型車身控制模塊支架模態優化分析

付似愚

(江鈴汽車股份有限公司，江西 南昌 330200)

0 引言

隨著生活水平的提高，汽車消費者對NVH性能的要求越來越高，異響問題嚴重影響車內乘員的舒適性，進一步導致車輛的競爭力下降。電器支架剛度過低會導致支架頻率偏低，從而易與發動機激勵頻率耦合，產生共振導致車內異響問題出現。因此，對怠速工況下電器支架研究具有重要工程意義[1]。

劉紅等[2]在車燈支架的研究分析過程中，通過模態分析發現車燈支架薄弱區域，在同時保證車燈功能和支架工藝前提下，提出了支架最優方案。李嘉通等[3]針對怠速下因空調壓縮機導致的車內噪聲問題，通過模態測試和模態仿真確認壓縮機支架總成模態偏低導致的車內噪聲問題，最后通過有限元方法對支架剛度進行提升，進而提升了支架模態避免共振，改善了車內噪聲問題。涂晴等[4]針對怠速下方向盤振動偏大、影響駕駛員的舒適性問題，通過模態、傳遞路徑測試確定了由于傳遞路徑過大導致振動偏大，最后通過有限元方法尋找到最優的工程方案，實車主觀駕評可接受，實車效果較好。侯宇等[5]通過optistruct軟件對懸置支架進行拓撲優化，在保證模態等NVH性能前提下得到最優的懸置支架方案，并實現了支架結構的輕量化。

本文針對某車型怠速工況下車內異響過大問題，經過診斷排查發現是車身控制模塊支架總成振動偏大造成異響問題。對車身控制模塊支架總成進行模態測試和模態仿真分析，最終發現由于車身控制模塊支架總成一階頻率與發動機怠速二階頻率接近而發生共振導致異響。通過有限元方法找出支架薄弱位置，優化支架結構提升支架剛度，從而提高支架總成一階頻率，避開了發動機怠速二階頻率。最后實車上主觀駕評未出現異響，驗證了該方案的可行性。

1 模態理論

模態屬性是結構本身的固有特性，與外界載荷無關。基于結構的模態特性仿真能夠獲取其固有頻率及振型，從而得到結構的動態特性并且以此進行性能評估，判斷其是否滿足設計要求，結構的運動方程[6]為：

(1)

([K]-ω2[M]){X}=0

(2)

式中：A為幅值；t為時間；φ為相位；ω是結構的特征值。ω對應的特征方程為：

det([K]-ω2[M])=0

(3)

由此獲取結構的固有模態頻率及其模態振型。

2 車身控制模塊支架總成模態分析

問題車型發動機為直列四缸機，發動機怠速二階頻率計算公式如下：

(4)

式中：n為發動機轉速；r為發動機缸數。

該車型發動機怠速轉速為800 r/min，可計算得到二階激勵頻率為26.7 Hz。

利用Test.Lab測試軟件對支架總成進行模態測試，測試結果顯示支架總成一階頻率為27.20 Hz。

2.1 建立有限元模型

車身控制模塊支架總成包括車身控制模塊本體、支架、螺栓等結構，車身控制模塊通過3個螺栓安裝在支架上，支架焊接在轉向管梁上。有限元前處理采用HyperWorks軟件進行網格劃分，支架采用殼單元，單元大小為6 mm。車身控制模塊本體通過劃分殼體本身再生成四面體單元，對其校核質量質心以保證與實物近似。構建完成的車身控制模塊設計狀態支架總成模型如圖1所示。支架材料為鋼，車身控制模塊殼體材料為PA66，車身控制模塊總質量2.9 kg。

圖1 支架總成模型

支架是直接燒焊在管梁上的，為保證模態仿真分析結果與實車接近，同時對轉向系統進行有限元建模，最后完成計算模型，約束轉向系統管梁與車身連接點6個方向的自由，如圖2所示。

圖2 參與計算模型

2.2 有限元模態計算

對計算模型進行模態工況設置(見圖3)，模態分析結果顯示支架一階固有頻率為27.59 Hz，并與測試值對比，對比結果見表1。

圖3 設計支架仿真分析結果

表1 CAE計算值與測試值對比

有限元建模過程中由于工程計算需要，會對模型進行必要的簡化，仿真計算結果與實際測試結果會存在一定偏差，在誤差合理范圍之內都認為模型是準確可靠的。本文的仿真結果與測試結果誤差較小，模型準確性較高，基礎模型可用于后續的支架模態提升。

綜合模態測試與模態仿真分析結果可知，車身控制模塊異響是由于支架頻率與怠速二階頻率耦合產生共振，造成支架振動過大，導致車內出現異響問題。

3 車身控制模塊支架模態提升

為避免支架與發動機怠速二階激勵頻率發生共振，需將支架頻率避開發動機激勵頻率。提升模態有兩方面：減小車身控制模塊支架總成質量；提升支架剛度。車身控制模塊已選定，無法減小質量，只能提升支架剛度達到提升支架模態目的。模態應變能結果中顏色較深表示剛度較弱(見圖4)，往往是需要提升的部位。設計支架應變能結果顯示根部較弱導致支架剛度偏低，因此，支架剛度提高，支架模態也會提升。

圖4 設計支架應變能結果

支架工程師依據CAE方案同時綜合考慮布置、制造工藝以及重量屬性等要求，重新對支架進行了設計。與管梁燒焊面積盡量增大、根部翻邊加大以提升支架剛度，新設計的車身控制模塊支架如圖5所示。設計支架質量為0.22 kg，優化后的支架0.29 kg，質量增加在可接受范圍之內。

圖5 車身控制模塊支架

對優化后的新支架重新進行有限元建模，并進行模態仿真分析(見圖6)，優化后的支架總成一階頻率為48.8 Hz，與設計支架相比，支架一階頻率提升比例達到78%，避開了發動機二階怠速激勵頻率。

圖6 優化后支架的總成模態

對優化后的支架制作樣件，將樣件裝于實車，實車進行怠速工況下的主觀駕評，實車車內異響消失，車身控制模塊支架異響問題得到有效解決。

4 結語

怠速工況下車內產生異響問題，嚴重影響車內舒適性，通過診斷排查確定異響是由于車身控制模塊支架導致的。通過模態測試得到支架總成一階頻率與發動機怠速二階激勵頻率耦合，產生共振造成支架振動過大導致車內出現異響。通過有限元方法建立總成模型計算其模態，得到支架總成一階頻率，并與實測值進行對比，兩者誤差較小，建立的有限元模型可用于后續支架模態提升。在綜合考慮布置、制造工藝以及重量等要求下，支架工程師基于CAE方案并結合應變能結果重新設計出新的車身控制模塊支架數據并進行模態仿真分析，一階頻率達到48.8 Hz，避開了發動機怠速二階激勵頻率。主觀駕評車內異響問題未出現，從而得到有效解決。

通過有限元方法快速有效提出支架優化方案，減少工程時間成本和人力資源，為其他支架模態提升提供思路參考，具有一定的實際工程意義。