汽車Trimmed Body有限元模態(tài)分析中彎曲和扭轉模態(tài)的識別

藍浩倫 李飛 喬鑫 孔繁華

（華晨汽車工程研究院）

汽車Trimmed Body有限元模態(tài)分析中彎曲和扭轉模態(tài)的識別

藍浩倫 李飛 喬鑫 孔繁華

（華晨汽車工程研究院）

針對在汽車Trimmed Body有限元模態(tài)分析中彎曲模態(tài)和扭轉模態(tài)比較難識別的問題，在其左右兩側各取若干個對稱的能夠代表車身輪廓的點，經(jīng)過VTF分析輸出這些點的加速度幅值曲線，并對曲線進行相應處理。根據(jù)處理得到的合成加速度均值曲線和差值加速度均值曲線，結合模態(tài)分析的振型結果，能夠較準確快捷地找到該Trimmed Body彎曲模態(tài)和扭轉模態(tài)的頻率值。

1 前言

Trimmed Body是將整車從軟連接處（彈簧、襯套）斷開，去除動力總成和底盤系統(tǒng)后剩下的部分，主要包括白車身、門蓋系統(tǒng)、座椅系統(tǒng)、內(nèi)飾系統(tǒng)、轉向系統(tǒng)、副車架和電子電器件等，能夠較好的反映整車狀態(tài)下的車身狀況。白車身模態(tài)性能是研究車身結構NVH性能最基礎的方式之一，而Trimmed Body的模態(tài)性能直接反映整車的動態(tài)性能，特別是前幾階模態(tài)頻率的高低直接影響整車的NVH性能。當Trimmed Body的彎曲、扭轉頻率接近發(fā)動機怠速工況的激振頻率時，會引起汽車共振，在汽車研發(fā)過程中需要避免類似情況發(fā)生。通過對汽車Trimmed Body模態(tài)性能進行分析，不僅可以了解汽車結構在路面上的共振頻率，還可以用于研究各種工況激勵下的聲振傳遞函數(shù)及舒適性。

在汽車NVH目標分解和設定階段，通過建立Trimmed Body有限元模型并進行模態(tài)分析，可以得到其1階彎曲、扭轉模態(tài)的頻率值，但是Trimmed Body的1階彎曲和扭轉模態(tài)振型在眾多模態(tài)振型中難以識別，耦合現(xiàn)象比較嚴重。因此，在NVH目標分解和設定階段準確而快捷的識別這兩個典型模態(tài)，是需要解決的問題。

2 VTF分析概述

對于線性定常系統(tǒng)，傳遞函數(shù)是指在零初始條件下，系統(tǒng)輸出量的拉氏變換與引起該輸出的輸入量拉氏變換之比。傳遞函數(shù)由系統(tǒng)的本質特性決定，與輸入量無關，VTF（Vibration Transfer Function）即為振動傳遞函數(shù)。

傳遞函數(shù)的數(shù)學表達式為：

經(jīng)過換算后，得到：

其中，

式中，Ha(ω)為加速度傳遞函數(shù)；Hd(ω)為位移傳遞函數(shù)；ω為激勵力頻率；ω0為系統(tǒng)的無阻尼固有圓頻率；為頻率比；ζ為阻尼比；?為相位角。

由公式（2）可知，在單位載荷力激勵下系統(tǒng)所產(chǎn)生的加速度響應是Ha(ω)。當時，Ha(ω)→∞，即當激勵頻率接近系統(tǒng)的固有頻率時，傳遞函數(shù)值將迅速增大，從而可以判別各階共振頻率[4]。

3 汽車Trimmed Body有限元模型建立

根據(jù)某項目要求建立汽車Trimmed Body有限元模型如圖1所示。該Trimmed Body模型質量為810 kg，共由230多萬個單元組成。

由于車身主要由鈑金件構成，因此采取抽中面方式進行網(wǎng)格劃分，用殼單元進行模擬并且定義相應的厚度。殼單元由三角形和四邊形單元組成，但三角形單元是常應變單元，大量使用會導致模型剛性過大，影響計算精度，應盡量避免使用，一般將其數(shù)量控制在10%左右[5]。

模型中焊點采用CWELD單元進行模擬，弧焊采用BEAM單元進行模擬。用CONM2單元模擬集中質量，將CONM2單元放到已經(jīng)建好的單元上或所代表部件的質心位置，由于大部件慣量屬性可能會影響整個系統(tǒng)的性能，在CONM2屬性卡中需定義轉動慣量和慣性積。

在連接過程中常使用RBE2單元和RBE3單元。RBE2單元是剛性單元，RBE3單元是彈性單元。對于剛性比較大的部件（如風擋刮水器電機），用RBE2單元模擬與其他部件之間的連接；大部分部件間的連接都是剛度較小的連接，用RBE3單元進行模擬能夠更好地反映部件與車身結構之間的連接關系。

在搭建的Trimmed Body有限元模型中，主要考慮內(nèi)飾件的質量作用，內(nèi)飾件建模主要有集中質量和分布質量兩種方法，對于以卡扣形式或有限個連接點形式連接的內(nèi)飾板，如門內(nèi)飾板等，采用集中質量形式；對于以膠粘形式粘接在鈑金件上的內(nèi)飾件，如地毯等，則以分布質量形式處理。

4 汽車Trimmed Body有限元模型模態(tài)分析

對建立的Trimmed Body有限元模型進行模態(tài)分析，得到的分析結果0～50 Hz間存在95階模態(tài)，其模態(tài)數(shù)量分布見表1。

表1 0～50Hz間模態(tài)數(shù)量分布

經(jīng)過模態(tài)分析后，得到的第1階非零模態(tài)頻率值為14.59 Hz，為發(fā)動機艙蓋的扭轉振動，隨著頻率值的升高，在各個頻率段內(nèi)的模態(tài)數(shù)量越來越多。

若僅從搭建的Trimmed Body有限元模型模態(tài)分析結果振型中查找1階彎曲、扭轉模態(tài)存在一定困難，在一些頻率段內(nèi)局部模態(tài)較多，彎曲和扭轉耦合比較嚴重，彎曲、扭轉模態(tài)振型比較難識別。

5 Trimmed Body彎曲、扭轉模態(tài)識別方法和試驗驗證

5.1 Trimmed Body彎曲、扭轉模態(tài)識別方法

在Trimmed Body有限元模型左右兩側各選取若干個能夠代表車身輪廓的對稱點，如在車身左右兩側各取12個點，其中前、后端各取2個點，A柱和C柱上中下各取3個點，B柱上下各取2個點。模型中左側取點位置如圖2所示。

采用VTF分析方法，在Trimmed Body縱梁剛度較大的位置施加單位動態(tài)力，讀取這24個點的加速度響應。對左側和右側12個點的加速度幅值曲線進行處理，處理方式如下：

a.將左側12個點的加速度幅值曲線處理成平均曲線，稱為左側加速度均值曲線。

b.右側加速度均值曲線處理方法與上述類似。

c.將左側加速度均值曲線與右側加速度均值曲線相加后再取平均值，稱為合成加速度均值曲線。

d.將左側加速度均值曲線與右側加速度均值曲線相減后再取平均值，稱為差值加速度均值曲線。

對于搭建的Trimmed Body有限元模型，通過合成加速度均值曲線的峰值能夠找到該車身左、右兩側振幅較大時對應的車身模態(tài)頻率值，這些頻率值極有可能是彎曲和扭轉模態(tài)的頻率值。當車身左、右兩側振動幅度大致相同時，差值加速度均值曲線在零刻度上下；當車身左、右兩側振動幅度不一致、相差較大時，差值加速度均值曲線存在峰值。對于合成加速度均值曲線，若在其峰值對應的頻率處同時存在差值加速度均值曲線的峰值，通過查看Trimmed Body有限元模型的模態(tài)振型結果可知主要為彎曲模態(tài)，則在該頻率處彎曲模態(tài)可能耦合了部分扭轉模態(tài)。

應用該方法對已經(jīng)建立的Trimmed Body有限元模型進行VTF分析，輸出車身上相應選取點的加速度幅值結果，經(jīng)過處理后得到合成加速度均值曲線和差值加速度均值曲線如圖3所示。

從圖3中可以看到，在29 Hz和33 Hz附近，合成加速度均值曲線存在峰值，這兩個峰值對應的頻率值極有可能是1階彎曲、扭轉模態(tài)的頻率值。

5.2 Trimmed Body彎曲、扭轉模態(tài)識別方法試驗驗證

對實車Trimmed Body進行模態(tài)試驗，將傳感器采集到的試驗數(shù)據(jù)進行相應處理后得到車身扭轉模態(tài)頻率值為29.42 Hz。為了避免內(nèi)飾件、安裝支架等大的局部模態(tài)干擾，便于查看車身主要框架的振型情況，振型結果僅顯示白車身狀態(tài)。查看搭建的有限元模型模態(tài)分析振型結果發(fā)現(xiàn)，在29.36 Hz處首次呈現(xiàn)典型的整體扭轉，如圖

4所示，這與實車試驗得到的29.42 Hz比較接近，并且該頻率值位于合成加速度均值曲線的峰值29 Hz附近。

通過實車模態(tài)試驗后得到車身類似彎曲模態(tài)的頻率值分別為34.09 Hz和38.67 Hz，并且這2階振型比較相似。在34.09 Hz處主要為車身的彎曲模態(tài)，伴隨尾部的輕微扭動；而在38.67 Hz處左右側圍的振動幅度較大。若僅從車身表面看，38.67 Hz比較符合整車彎曲的情況，但從車身主要框架的振動情況判斷，34.09 Hz應該是該車身的彎曲模態(tài)頻率值。

搭建的Trimmed Body有限元模型由于在33 Hz附近合成加速度均值曲線和差值加速度均值曲線均存在峰值，若33 Hz為彎曲模態(tài)，則可能存在彎扭耦合的情況。查看搭建的有限元模型模態(tài)分析振型結果可知，在33.11 Hz處模態(tài)分析結果首次呈現(xiàn)彎曲振型，其中車身前部彎曲振動比較明顯，但后部彎曲振動形式不明顯，如圖5所示，這是因為在車身后部耦合了一定的扭轉振動，這與實車試驗得到的34.09 Hz比較接近。

上述實車Trimmed Body彎曲模態(tài)的識別比較困難，若僅從試驗得到的車身表面模態(tài)振型判別認為38.67 Hz為彎曲模態(tài)頻率值，在NVH目標分解和設定階段會導致比較嚴重的后果。從與實車Trimmed Body模態(tài)試驗結果進行驗證的情況來看，在Trimmed Body有限元模態(tài)分析中出現(xiàn)眾多非常接近、甚至耦合現(xiàn)象比較嚴重的模態(tài)振型時，應用該方法能夠比較準確快捷的找到1階彎曲、扭轉模態(tài)頻率值。

6 結束語

在NVH目標分解和設定階段，搭建的汽車Trimmed Body有限元模型在模態(tài)分析中較難識別彎曲和扭轉模態(tài)。利用VTF分析方法，在車身左、右兩側各取若干個對稱的能夠代表車身輪廓典型的點，經(jīng)過計算并進行相應處理后得到合成加速度均值曲線和差值加速度均值曲線，根據(jù)這兩條曲線并結合模態(tài)分析的振型結果，最終能夠準確快捷的找到該Trimmed Body彎曲和扭轉模態(tài)的頻率值。

當車身左、右兩側振幅較大時合成加速度均值曲線存在峰值，該峰值對應的頻率值極有可能是典型的整車彎曲和扭轉模態(tài)頻率值。若在合成加速度均值曲線峰值對應的頻率處，同時存在差值加速度均值曲線峰值，則可能在該頻率處存在彎曲模態(tài)耦合部分扭轉模態(tài)的情況。在局部模態(tài)較多和彎扭耦合比較嚴重的情況下，應用該方法能夠減少錯誤判斷整車主要典型模態(tài)的機率，具有一定的工程意義。

1 楊搏,朱平,余海龍,等.基于模態(tài)分析法的車身NVH結構靈敏度分析.中國機械工程,2008,19（3）:361～364.

2 黃成剛,劉永超,唐述斌.汽車車身頻率響應分析.湖北汽車工業(yè)學院學報,1999,13（4）:25～29.

3 周建文,龐劍.NTF分析在車內(nèi)結構噪聲問題整改中的應用.汽車技術,2009（12）:41～44.

4 王玉超,張利明,周建文,等.傳遞函數(shù)法解決排氣系統(tǒng)掛鉤的共振問題.汽車技術,2011（2）:30～33.

5 吳光強,盛云,方圓.基于聲學靈敏度的汽車噪聲聲-固耦合有限元分析.機械工程學報,2009,45（3）:222～228.

6 曹妍妍,趙登峰.有限元模態(tài)分析理論及其應用.機械工程與自動化,2007（1）:73～74.

（責任編輯簾 青）

修改稿收到日期為2015年3月1日。

Bending and Torsional Modal Identification in Car’s Trimmed Body Finite Element Modal Analysis

Lan Haolun,Li Fei,Qiao Xin,Kong Fanhua
（Brilliance Automotive Engineering Research Institute）

It is difficult to identify bending and torsional modes in the car’s trimmed body finite element modal analysis.To solve this problem,several symmetrical points which represent the car’s contour are selected in the left and right sides.These points’acceleration amplitude curves are exported through VTF analysis,and then these curves are processed correspondingly.At last,resultant acceleration average curve and difference acceleration average curve are obtained.Based on these processed curves,and combined with the mode shapes of the modal analysis,bending and torsional modal frequency values of the trimmed body can be identified rapidly and accurately.

Trimmed body,Finite element,Bending modal,Torsional mode,Modal identification

Trimmed body 有限元 彎曲模態(tài) 扭轉模態(tài) 模態(tài)識別

U461.4

A

1000-3703（2015）04-0026-03