后背門約束模態(tài)對某車型加速轟鳴的影響分析

李 峰，蔣 兵，尹楊平，王義杰

（奇瑞商用車（安徽）有限公司，安徽 蕪湖 241000）

目前，我國車市在經(jīng)歷了快速增長并成長為世界最大單體市場后，已經(jīng)進(jìn)入微增長時代，市場的競爭更加白熱化、精細(xì)化。另外，隨著人們環(huán)保意識的增強(qiáng)，政府法規(guī)對噪聲限值的要求越來越嚴(yán)格。汽車振動噪聲、振動與聲振粗糙度（Noise, Vibration, Harshness, NVH）性能已成為汽車市場競爭的重要方面和汽車產(chǎn)品未來的發(fā)展趨勢[1]，而加速轟鳴聲作為NVH 性能評價的關(guān)鍵條目， 也是顧客可以感知的要素，地位尤其重要。對于搭載四缸發(fā)動機(jī)的車輛，低轉(zhuǎn)速的轟鳴聲大多為動力總成與進(jìn)排氣系統(tǒng)二階次的激勵傳遞至車身，引起局部鈑金件或結(jié)構(gòu)模態(tài)被激發(fā)從而引發(fā)人耳強(qiáng)烈的壓耳感[2-3]。近年來，汽車行業(yè)中的聲品質(zhì)問題已經(jīng)由最初的整車、發(fā)動機(jī)等主要部件的研究，進(jìn)入各個部件和方面的研究[4]。本文就是通過研究整車狀態(tài)下后背門的模態(tài)解決實車加速轟鳴的問題。

1 實車轟鳴問題及診斷

公司某SUV 樣車加速響應(yīng)曲線在2 700 r/min主觀評價存在轟鳴，由于該SUV 搭配四缸四沖程發(fā)動機(jī)，因而根據(jù)其本身固有特性，可以計算出點火頻率為[5]

式中，i為噪聲與振動的階次；n為發(fā)動機(jī)的曲軸轉(zhuǎn)速。可以計算出發(fā)動機(jī)在2 700 r/min 附近二階次噪聲頻率為90 Hz，如圖1 矩形框中所示：噪聲峰值超過目標(biāo)線（NVH 性能目標(biāo)值）。對應(yīng)數(shù)據(jù)的計算機(jī)輔助工程（Computer Aided Engineering,CAE）仿真分析曲線在轉(zhuǎn)速附近也存在峰值——91.0 Hz@2 730 r/min，如圖2 所示：噪聲峰值>58 dB（NVH 性能目標(biāo)值）。

圖1 加速轟鳴實測響應(yīng)曲線

圖2 加速轟鳴仿真響應(yīng)曲線

針對計算機(jī)輔助工程（Computer Aided Engineering, CAE）該峰值點，開展診斷分析，即分別進(jìn)行傳遞路徑分析（Transfer Path Analysis,TPA）及模態(tài)貢獻(xiàn)量分析。

1.TPA 分析

用于識別和評價能量從某些激勵源到某個接受者位置的各個傳遞路徑，這些路徑包含結(jié)構(gòu)振動傳遞路徑和空氣聲的傳遞路徑。假設(shè)車輛受m個激勵力作用，每個力有n條傳遞路徑，那么車內(nèi)噪聲聲壓分量為

式中，Hmn(ω)為傳遞函數(shù)；Fmn(ω)為激勵力頻譜。

車內(nèi)噪聲聲壓m個激勵力作用的k條傳遞路徑聲壓之和為

TPA 分析可用于定量分析不同傳遞路徑對振動噪聲問題的貢獻(xiàn)量，判斷出哪些是重要路徑。TPA 分析可以分為CAE 仿真計算和試驗兩類，本文TPA 分析為CAE 仿真計算的結(jié)構(gòu)振動傳遞路徑分析。

本峰值（91 Hz）的TPA 分析，首先需要確定激勵源，加速轟鳴的激勵來自動總，即車身側(cè)各懸置支架及進(jìn)排氣系統(tǒng)的彈性中心點就是激勵源，也就是載荷輸入點。這些激勵點的六個方向都在傳遞力，即每一個激勵點都對應(yīng)六條傳遞路徑，因此，TPA 分析就是分別計算出這些激勵點的每條路徑的傳遞函數(shù)和加載力，TPA 分析結(jié)果如圖3 所示，可以看出：該91 Hz 的峰值對應(yīng)的關(guān)鍵路徑為P1:T3 的傳遞函數(shù)。

圖3 TPA 分析結(jié)果

2.模態(tài)貢獻(xiàn)量分析

模態(tài)貢獻(xiàn)量分析結(jié)果如圖4 所示，該91 Hz 的峰值對應(yīng)的模態(tài)貢獻(xiàn)量最大的模態(tài)為第222 階后背門的中部局部模態(tài)，如圖5 所示。

圖5 貢獻(xiàn)量最大模態(tài)位移云圖

通過上述研究，該91 Hz 的峰值的解決思路：對該車型的后背門整車狀態(tài)下的模態(tài)進(jìn)行仿真與測試[6]。

2 后背門模態(tài)分析

后背門作為SUV 車型一個重要的開閉件，其各階模態(tài)特別是拍合模態(tài)對聲腔的耦合作用產(chǎn)生關(guān)鍵性的影響。依據(jù)振動理論，后背門模態(tài)符合如下物理運動方程：

式中，[M]為系統(tǒng)質(zhì)量矩陣；[C]為系統(tǒng)阻尼矩陣；[K]為系統(tǒng)剛度矩陣；X˙˙為加速度向量；X˙為速度向量；X為位移向量；F為力向量。

2.1 模態(tài)結(jié)果問題發(fā)現(xiàn)

針對整車狀態(tài)下的后背門，其約束模態(tài)的系統(tǒng)邊界為來自鉸鏈、鎖安裝點的連接約束作用及緩沖塊、密封條的剛度的支撐作用。表1 為該車型整車狀態(tài)下的后背門模態(tài)的CAE 及實測結(jié)果，其中，配置A 為電動后背門，配置B/C 均為氣彈簧后背門。

表1 后背門CAE 及測試結(jié)果

理論上，配置B 和配置C 整車狀態(tài)下的后背門模態(tài)應(yīng)該是基本一致，差別不大，這在CAE 的分析結(jié)果也可以得到驗證。但由表1 可以看出，配置B 和C 樣車（整車狀態(tài)）后背門模態(tài)的實測結(jié)果各階均有較大差異，特別是整車加速轟鳴問題轉(zhuǎn)速2 700 r/min 附近的模態(tài)值相差12.7 Hz，已超出正常偏差范圍，接下來需要查找并排除影響因素，為確定后續(xù)的優(yōu)化改進(jìn)的基準(zhǔn)模型做準(zhǔn)備。

2.2 樣車影響因素排查

配置B 和C 樣車的車身骨架、后背門及氣彈簧設(shè)計均一致，具備很好的可對比性：

首先對比后背門樣件本體結(jié)構(gòu)及關(guān)閉狀態(tài)下與車身配合度：第一，目視外觀上沒有發(fā)現(xiàn)差異；第二，后背門樣件來源沒有發(fā)現(xiàn)差異性記錄。

其次，排查與后背門約束模態(tài)相關(guān)的約束及連接，重點方向有四個：

1）鉸鏈：樣件沒有排查出異常點；

2）鎖：通過查看樣件磨損點，鎖體與鎖扣的配合面，兩車基本一致均未發(fā)現(xiàn)問題；

3）限位塊：門與車身側(cè)設(shè)計狀態(tài)為過盈配合，通過現(xiàn)場檢測沒有配合的痕跡，未達(dá)到設(shè)計狀態(tài)，即均為間隙配合；因狀態(tài)一致，不影響模態(tài)的對比，可以排除；

4）氣彈簧：經(jīng)現(xiàn)場主觀感受：打開狀態(tài)下，配置C 版左氣彈簧的本體與活塞桿配合比較松曠，配置B 配合較好。因此，驗證方案是將配置B 與配置C 的左氣彈簧連同安裝支架整體調(diào)換，測試配置C 的結(jié)果，并與之前結(jié)果對比，如表2所示，可以看出氣彈簧的質(zhì)量及安裝狀態(tài)對低階整體模態(tài)影響較小，階數(shù)越高，影響越大，轟鳴頻率區(qū)間的模態(tài)影響達(dá)到了11.9 Hz。

表2 配置C 后背門測試結(jié)果及對比

3 整車轟鳴問題優(yōu)化及驗證

綜上分析可以得出：

1）氣彈簧的配置及其狀態(tài)對后背門模態(tài)結(jié)果有著重要的影響；

2）整車狀態(tài)下，后背門模態(tài)的仿真結(jié)果與實測值之間具有較好的對標(biāo)性；

因此，整車轟鳴問題可以基于CAE 模型及結(jié)果開展優(yōu)化分析。

3.1 后背門模態(tài)優(yōu)化

整車狀態(tài)下進(jìn)行后背門模態(tài)優(yōu)化，求解工作量大，效率低。為避免該問題，我們將整車模態(tài)分析替代為后背門約束模態(tài)分析，對應(yīng)的分析模型由整車替代為后背門單體模型，但需要保留后背門的連接及內(nèi)外飾配重信息，即在整車模型中，將刪除車身骨架，如圖6 所示：約束后背門與車身骨架的連接點，包括鉸鏈、鎖、氣彈簧、緩沖塊及密封條等。

圖6 后背門約束模態(tài)分析模型

轟鳴峰值對應(yīng)的模態(tài)振型結(jié)果如圖7 所示，同時也證明了后背門單體模態(tài)替代整車模型是可行的。

圖7 轟鳴峰值對應(yīng)后背門約束模態(tài)

根據(jù)圖7(b)所示的應(yīng)變能云圖，集中區(qū)域在后背門內(nèi)板下部。為了改善后背門存在的這種現(xiàn)象，需要對其進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。使用靈敏度分析方法對后背門進(jìn)行模態(tài)靈敏度分析，選出對模態(tài)敏感度高的部件，然后對這些部件進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化[8]。方案為一方面對應(yīng)變能集中（仿真圖中顯示為紅色）區(qū)域延長加強(qiáng)筋的長度和深度，增加其與外板的支撐路徑和面積；另一方面在外板牌照燈區(qū)域布置加強(qiáng)貼，優(yōu)化后的后背門單體及整車狀態(tài)下的模態(tài)結(jié)果如圖8 所示。

圖8 轟鳴峰值振型優(yōu)化：后背門約束模態(tài)位移云圖

3.2 整車加速響應(yīng)驗證

由圖5 和圖8(b)可知，轟鳴峰值的關(guān)鍵模態(tài)的頻率和位移均有明顯的改善，將優(yōu)化后的整車模型進(jìn)行加速響應(yīng)分析，對比結(jié)果如圖9 所示。實車根據(jù)CAE 的優(yōu)化方向進(jìn)行實車調(diào)校和主觀評價：優(yōu)化后2 700 r/min 附近轟鳴峰值平均降低3～4 dB，已滿足既定的目標(biāo)線要求，主觀評價由不可接受提升為可接受。

圖9 整車加速響應(yīng)對比分析

4 小結(jié)

至此，該加速轟鳴的NVH 問題經(jīng)過CAE 分析對標(biāo)、TPA 和模態(tài)貢獻(xiàn)量分析及診斷、后背門單體及整車優(yōu)化方案驗證，再到最后的實測調(diào)校和主觀評價，最終比較好地得到了解決。該方法為類似的實車問題的解決提供了參考，也再次證明復(fù)雜的NVH 問題的根本癥結(jié)仍在于模態(tài)，模態(tài)的耦合和模態(tài)的分布，以及CAE 仿真方法的高效性和準(zhǔn)確性。