輕型客車白車身的結(jié)構(gòu)改進(jìn)與NVH性能提升

陳志勇，鄔廣銘，史文庫，郭福祥，桂龍明

(1.吉林大學(xué)，汽車仿真與控制國家重點實驗室，長春 130022;2.南京依維柯汽車有限公司產(chǎn)品工程部，南京 210028)

前言

車身是噪聲與振動的傳遞通道［1］。車身的結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率一定要與其受到的外界激勵(包括發(fā)動機(jī)激勵、路面激勵、車輪不平衡的動態(tài)力、傳動系統(tǒng)不平衡的動態(tài)力、不等速萬向節(jié)引起的傳動軸2階激勵、排氣系統(tǒng)激勵，以及其他部件的相對運動產(chǎn)生的動態(tài)作用力)的頻率分開［2－4］，否則車身會產(chǎn)生共振［5－6］，引起車內(nèi)較大的振動和噪聲［7］。

本文中運用模態(tài)分析、振動階次跟蹤、靈敏度分析等手段，結(jié)合某輕型客車在高速時車內(nèi)出現(xiàn)劇烈振動和異常噪聲的問題，提出了解決汽車NVH問題的一個方法。結(jié)合車身改進(jìn)方案的實施，通過試驗對比改進(jìn)前后的車內(nèi)振動與噪聲，證明了該方法的有效性與合理性。

1 異常振動和噪聲原因分析

某輕型客車在90～120km/h車速范圍(對應(yīng)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為2 540～3 390r/min)車內(nèi)出現(xiàn)劇烈振動和異常噪聲，針對這一問題，用階次跟蹤方法通過試驗對振源進(jìn)行識別。

在車內(nèi)地板和乘員右耳處分別布置加速度傳感器和聲壓傳聲器，用以在客車勻加速時采集車內(nèi)的振動加速度和聲壓信號，并對垂向加速度和聲壓進(jìn)行階次跟蹤，結(jié)果如圖1和圖2所示。

由圖可見，主要的激振頻率為發(fā)動機(jī)的0.26階激勵，根據(jù)客車的最高擋傳動比(i5=0.777)、主減速比(i0=4.95)和車輪滾動半徑(R=361mm)，可知該階激勵即為車輪轉(zhuǎn)動的1階激勵，且在低頻區(qū)域出現(xiàn)兩個共振頻帶(10.2～11.3Hz和13.7～14.8Hz)。白車身的模態(tài)分析表明，車身的前兩階固有頻率分別為11.30和14.18Hz，與共振頻帶接近，從而導(dǎo)致車內(nèi)出現(xiàn)異常振動和噪聲。

2 建模與仿真

2.1 模態(tài)分析與驗證

2.1.1 有限元模態(tài)分析

在HyperMesh中建立白車身的有限元模型，見圖3。白車身采用殼單元離散，包括大多數(shù)的四邊形單元和少量的三角形單元，殼單元網(wǎng)格尺寸小于10mm，厚度一般在2mm以內(nèi)。鈑金件和骨架之間的連接按實際情況進(jìn)行模擬:Weld單元模擬點焊連接;Beam單元模擬螺栓連接和鉚接;Adhere單元模擬粘接［8］。

白車身模型采用Lanczos方法進(jìn)行有限元模態(tài)分析［9］，前4階有限元模態(tài)頻率如表1所示，1階和2階模態(tài)振型如圖4所示。

表1 白車身有限元模態(tài)頻率

2.1.2 試驗?zāi)B(tài)驗證

有限元分析過程中，出于計算和網(wǎng)格劃分的需要，會對模型進(jìn)行不同程度的簡化。為驗證有限元模型的準(zhǔn)確性，須對白車身進(jìn)行模態(tài)試驗，見圖5。

模態(tài)試驗采用四點自由懸掛、三點激振多點拾振的方法，同時對車身縱向、側(cè)向和垂向3個方向進(jìn)行激振和拾振。激振點和測點布置見圖6。

表2為白車身前4階試驗?zāi)B(tài)頻率，1階和2階模態(tài)振型如圖7所示。比較表1和表2，白車身的試驗?zāi)B(tài)頻率和有限元模態(tài)頻率相差很小，振型基本一致。

表2 白車身試驗?zāi)B(tài)頻率

有限元分析和模態(tài)試驗結(jié)果表明，白車身的1階和2階固有頻率(11.30和14.18Hz)分別與車輪轉(zhuǎn)動1階激勵頻率帶(10.2～11.3Hz和13.7～14.8Hz)非常接近。這說明:(1)車速在 90～120km/h范圍車內(nèi)振動主要由白車身的前兩階模態(tài)產(chǎn)生共振引起，提高白車身前兩階固有頻率，可以離開激振頻率范圍，避免共振的發(fā)生;(2)有限元和試驗結(jié)果基本一致，白車身有限元模型是準(zhǔn)確的，可用于后續(xù)的結(jié)構(gòu)改進(jìn)設(shè)計。

2.2 白車身的改進(jìn)設(shè)計

2.2.1 模態(tài)頻率靈敏度理論

設(shè)ωi和ui分別是車身結(jié)構(gòu)第i階模態(tài)的固有頻率和振型向量，則應(yīng)滿足:

式中:K和M為結(jié)構(gòu)模型的總剛度矩陣和總質(zhì)量矩陣，其維數(shù)即為結(jié)構(gòu)模型自由度數(shù)。

對式(1)進(jìn)行求導(dǎo)得

則可得

在有限元中，K和M分別為單元剛度矩陣Ke和單元質(zhì)量矩陣Me的求和，即

對式(4)和式(5)求導(dǎo)有

則式(3)可轉(zhuǎn)化為

式中:ωei，j為第 i階固有頻率 ωi對設(shè)計變量 xj的靈敏度。一般有限元殼單元的單元剛度矩陣Ke和單元質(zhì)量矩陣Me可表示為

式中:Kem和Keb為單元的膜剛度和彎曲剛度;E為彈性模量;xj為板厚參數(shù);Ke1和Ke2為單元常數(shù)矩陣;ρ為材料密度;Ae為單元中性面面積;Me1為與xe無關(guān)的單元常數(shù)矩陣。

對式(9)和式(10)求導(dǎo)得

由式(8)、式(11)和式(12)即可得到模型的第i階模態(tài)頻率對單元板厚參數(shù)的靈敏度［10］。

2.2.2 靈敏度分析

以白車身各鈑金件和骨架的厚度為設(shè)計變量，以車身質(zhì)量上限值為約束條件，以1階和2階模態(tài)頻率的最大化為目標(biāo)函數(shù)，采用OptiStruct軟件進(jìn)行靈敏度分析，得到白車身前兩階模態(tài)頻率和質(zhì)量對各設(shè)計變量的靈敏度。

圖8列出了模態(tài)頻率對關(guān)鍵設(shè)計變量的靈敏度，圖9為相應(yīng)的質(zhì)量靈敏度。橫坐標(biāo)數(shù)字對應(yīng)的零件編號如表3所示。

可以看出，白車身1階頻率對A柱和后門框零件厚度的靈敏度較大;2階頻率對側(cè)板零件厚度的靈敏度較大。

2.2.3 車身改進(jìn)方案

根據(jù)模態(tài)頻率靈敏度分析結(jié)果，白車身改進(jìn)方案為:對關(guān)鍵敏感件厚度進(jìn)行調(diào)整，見表4。相應(yīng)的加工模具只須進(jìn)行小改動即可。改進(jìn)后，整車質(zhì)量增加12.0kg，增幅在合理范圍內(nèi)。

改進(jìn)后白車身的固有頻率如表5所示，模態(tài)振型如圖10所示。改進(jìn)后白車身的1階和2階固有頻率分別提升29.12%和13.05%，改善效果十分明顯。

表3 白車身零件編號

表4 敏感件厚度改進(jìn)方案

表5 改進(jìn)前后白車身模態(tài)頻率對比

3 試驗驗證

按白車身的改進(jìn)方案試制樣車，進(jìn)行對比試驗，以驗證改進(jìn)方案的有效性和正確性。分別采集改進(jìn)前后乘員座椅地板處的振動加速度信號和右耳側(cè)的聲壓信號。圖11～圖14為4種車速從90～120km/h時振動加速度功率譜密度。由圖可知，改進(jìn)前在車輪轉(zhuǎn)動1階頻率附近車內(nèi)有明顯的振動峰值，改進(jìn)后振動峰值均被削掉。圖15為改進(jìn)前后乘員右耳側(cè)聲壓級。由圖可見，改進(jìn)后車內(nèi)噪聲有明顯衰減。說明車身結(jié)構(gòu)的加強對于衰減車身共振、改善車內(nèi)振動和噪聲有明顯的效果。

4 結(jié)論

(1)用階次跟蹤法確定異常振動的激振頻率為車輪轉(zhuǎn)動的1階頻率，結(jié)合白車身的模態(tài)分析，判斷異常振動和噪聲是由于激振頻率與車身前兩階固有頻率接近，引起車身共振所致。

(2)以白車身各鈑金件和骨架的厚度為設(shè)計變量，以1階和2階模態(tài)頻率的最大化為目標(biāo)函數(shù)，對白車身進(jìn)行靈敏度分析，根據(jù)模態(tài)頻率靈敏度和質(zhì)量靈敏度提出改進(jìn)方案。改進(jìn)后白車身的1階和2階模態(tài)頻率分別提升29.12%和13.05%。

(3)根據(jù)白車身改進(jìn)方案，試制樣車并做對比試驗驗證。在90～120km/h的車速范圍內(nèi)，改進(jìn)后車內(nèi)振動和噪聲均有明顯的衰減，表明所采用方法的有效性與合理性。

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