基于車身懸置動剛度的車內降噪研究

唐公明，陳德博，耿磊，吳思遠

徐州徐工汽車制造有限公司技術中心，江蘇徐州 221000

0 引言

動剛度分析是評價車身懸置安裝點 NVH 性能的重要方法之一。動剛度為結構產生單位振幅所需要的動態載荷，代表了結構在動態載荷下抵抗變形的能力[1]。動剛度不是一個常數，其隨頻率的改變而變化，是頻率的函數。車身懸置支架的動剛度考察的是在關注頻率范圍內支架局部區域的剛度水平，動剛度不足必將引起傳遞路徑上更大的振動噪聲，將影響懸置支架連接部件的NVH問題，是在整車NVH分析中必須要考慮的因素[2]。

燃油商用車在定置工況下，其整車振動來自于發動機往復循環的運轉，該振動能量通過車架及車身懸置系統傳遞至車內。當車身懸置安裝點動剛度不足時，隔振效率會降低，不能起到較好的抑制振動作用，從而引起車內振動噪聲性能下降。因此，優化車身懸置局部結構，提升車身懸置安裝點動剛度，可以有效降低結構振動噪聲傳遞。

本文以某重卡車身懸置為研究對象，通過車身動剛度分析，發現車身后懸置支架動剛度不足，對懸置支架進行了結構優化，提高其動剛度，車身的噪聲傳遞函數也得到了改善，最終通過試驗驗證，優化方案有一定的降噪效果。

1 動剛度與原點動剛度概念

1.1 動剛度概念

線性系統的剛度為作用在系統上的力與系統位移的比值。其中，靜剛度為靜止狀態下系統被施加的力與位移的比值。而當系統運動時，其剛度特性會隨著輸入頻率[3]發生變化。對于單自由度系統，其運動學方程為：

(1)

式中：m為系統質量，kg；c為系統阻尼，N·s/mm；k為系統剛度，N/mm；x為系統位移，mm；f為系統激勵力，N。

將速度、加速度與位移的關系代入式(1)，則系統的剛度為：

(2)

該剛度為激勵頻率的函數，稱之為動剛度，其幅值為：

(3)

可以看出，系統動剛度取決于系統質量、靜剛度、阻尼等，當系統靜止時，靜剛度就是動剛度。

1.2 原點動剛度概念

由于測量振動信號時，相對于位移信號，加速度信號的測量更為方便，所以振動信號的采集通常采用加速度的測量。反映連接點動剛度特性的原點加速度導納稱為 IPI(input point intertance)。IPI 分析是在一定頻率范圍內通過在加載點施加單位力作為輸入激勵，同時將該點作為響應點，測得該點在對應頻率范圍內的加速度導納[4]。

(4)

式中：a為加速度，mm/s2；F為激勵力，N；ω為圓頻率，rad/s；f為頻率，Hz；k為動剛度，N/mm。

2 懸置動剛度分析

2.1 建模

根據車身CAD模型建立有限元模型：均勻鈑金件采用殼(shell)單元離散，懸置支座等鑄件類結構采用實體(solid)單元模擬，螺栓連接采用Beam+Rb2單元簡化，點焊和縫焊均采用Solid+Rb3組合單元簡化，集中質量采用CONM2單元簡化。

車身板件整體采用10 mm網格劃分，三角形單元的占比控制在5%以內，鑄件類部件采用一階四面體5 mm單元進行網格劃分。所建立的TB車身有限元分析模型如圖1所示。

圖1 TB車身有限元分析模型

2.2 邊界條件及工況設置

將駕駛室4個懸置點每個方向的激勵載荷定義為 1 個工況，載荷為1 N的集中力，依據模態截斷理論，按最高模態頻率至少為分析頻率兩倍的原則設定分析頻率。

以激勵點作為響應點，輸出懸置點的加速度響應[5]，并把加速度響應曲線縱坐標轉換成對數的形式。根據企業標準，懸置支架動剛度目標值設定為5 000 N/mm。

2.3 分析結果

駕駛室前懸置支架3個方向的IPI均能滿足要求，左后懸置支架IPI分析結果如圖2所示。

圖2 左后懸置支架IPI分析結果

分析結果顯示，X向、Y向加速度與目標值相差較大，Z向加速度基本滿足要求。

2.4 優化方案

針對分析結果，結合后懸置支架結構形式，提出了兩種優化方案，原方案及兩種改進方案如圖3至圖5所示。

圖3 后懸置支架原方案

圖4 后懸置支架改進方案一

圖5 后懸置支架改進方案二

改進方案一相對于原方案進行了局部結構加強，改進方案二在白車身底部縱梁和懸置支架之間增加了一折彎的板件，通過焊接方式分別和車身縱梁及懸置支架連接，左后懸置X、Y和Z3個方向的IPI分析結果分別如圖6至圖8所示。

圖6 左后懸置X向IPI分析結果

圖7 左后懸置Y向IPI分析結果

圖8 左后懸置Z向IPI分析結果

分析結果顯示，改進方案二X向動剛度提升較多，已能滿足企業標準，改進方案一效果較差；改進方案二在Y向、Z向動剛度略優于改進方案一。

3 噪聲傳遞函數驗證

建立噪聲傳遞函數分析模型，對原方案及兩種改進方案的噪聲傳遞函數(noise transfer function，NTF)進行分析，結果如圖9至圖11所示。

圖9 X向NTF分析結果

圖10 Y向NTF分析結果

圖11 Z向NTF分析結果

分析結果顯示，改進方案二X向聲壓級較原方案有較大程度的下降，而改進方案一效果較差；改進方案二、改進方案一Y向與Z向聲壓級改進效果一般。

4 定置車內噪聲試驗

為了驗證優化方案的效果，進行了怠速及定置額定轉速工況駕駛室耳旁噪聲測試，由于改進方案一增重較多，且分析效果較差，僅進行改進方案二效果驗證，改進方案二實物如圖12所示。

定置車內噪聲測試結果見表1。由表可知，改進方案二可以降低怠速車內噪聲約1 dB(A)，定置額定轉速工況下降低車內噪聲約2.5 dB(A)。

表1 定置車內噪聲測試結果 單位:dB(A)

由于定置工況下，主要振動源來自于發動機，發動機振動傳遞至車架，通過后懸置支架傳遞至駕駛室后圍板件，后圍板件的振動通過車內空氣聲腔傳遞至人耳的路徑主方向為X向，因此改進方案二在X向動剛度及X向噪聲傳遞函數上的優化有利于降低駕駛員耳旁噪聲。

額定轉速發動機點火頻率約為95 Hz，怠速工況下發動機點火頻率約為30 Hz。從圖9的X向噪聲傳遞函數仿真結果可以看出，額定轉速發動機點火激勵頻率下噪聲改進效果明顯好于怠速發動機點火頻率下噪聲改進效果，仿真計算結果與試驗結果趨勢相同。

5 結論

(1)數值模擬的方法可以快速計算駕駛室懸置動剛度及噪聲傳遞函數，有針對性地進行優化改進，能夠在產品設計初期對駕駛室NVH性能優化提供依據。

(2)駕駛室后懸置支架X向的動剛度與噪聲傳遞函數的優劣，在一定程度上影響定置工況下駕駛員耳旁車內噪聲，結構優化需結合特定工況進行具體分析。

(3)懸置支架結構的改進對于動剛度及傳遞函數均產生影響，需結合理論分析及試驗綜合考量改進效果。

由于試驗資源限制，動剛度及噪聲傳遞函數未進行仿真試驗對標工作，數值仿真結果適用于性能的趨勢性判斷，后期還需進行車身懸置動剛度、噪聲傳遞函數的對標工作，進一步提升模型精度，為性能預測與結構改進提供更精準的數據支撐。