基于模態(tài)分析的某皮卡發(fā)動機罩分析方法研究

操芹，夏鵬飛，汪軻，孫偉卿

（東風(fēng)汽車股份有限公司商品研發(fā)院，湖北 武漢 430057）

設(shè)計研究

基于模態(tài)分析的某皮卡發(fā)動機罩分析方法研究

操芹，夏鵬飛，汪軻，孫偉卿

（東風(fēng)汽車股份有限公司商品研發(fā)院，湖北 武漢 430057）

對某皮卡發(fā)動機罩進行模態(tài)分析，要求避開共振區(qū)間，同時具有一定的彎曲剛度。對該發(fā)動機罩內(nèi)板進行改進優(yōu)化，對優(yōu)化后的發(fā)動機罩進行彎曲剛度分析，分析結(jié)果滿足設(shè)計要求。在整車上進行發(fā)動機罩模態(tài)測試，測試結(jié)果與分析結(jié)果誤差在5%以內(nèi)，證明了該發(fā)動機罩仿真模型的正確性；同時在后續(xù)的整車路試中，該發(fā)動機罩沒有出現(xiàn)振動、開裂、凹陷等問題，進一步說明了該發(fā)動機罩分析方法的正確性。

皮卡發(fā)動機罩；模態(tài)分析；模態(tài)測試；彎曲剛度

CLC NO.:U463 Document Code: A Article ID: 1671-7988(2015)05-01-04

前言

汽車發(fā)動機罩屬于開閉件，是汽車上易振動的部件，它的性能直接影響了整車的 NVH性能、碰撞安全性及整車外觀品質(zhì)等。而汽車更是由多個總成組成，通過懸架、懸置、鉸鏈等連接在一起，汽車的 NVH性能不僅僅由這些總成各自的NVH性能決定，更重要的是這些總成之間的相互影響。為了保證某皮卡發(fā)動機罩總成的 NVH性能及整車品質(zhì)，在該發(fā)動機罩設(shè)計初期要求對其模態(tài)特性進行考察，對其主要承載狀態(tài)的剛度，即彎曲剛度，進行評估，以保證發(fā)動機罩有合理的動態(tài)剛度和靜態(tài)剛度特性。

要求該皮卡發(fā)動機罩模態(tài)頻率避開動力總成怠速頻率，同時避開白車身一階頻率，以保證發(fā)動機罩在整車上不會發(fā)生共振。而發(fā)動機罩在使用過程中常常會受到外載荷的作用，如人為的按壓、積雪等靜載荷，以及行駛過程中的振動動載荷等，進一步要求該發(fā)動機罩能抵抗一定的變形，以保證外觀品質(zhì)。

1、發(fā)動機罩自由模態(tài)分析

1.1 模態(tài)分析的理論基礎(chǔ)

模態(tài)分析方法提供了研究各類振動特性的一條有效途徑，它能識別出結(jié)構(gòu)物在某一頻率范圍內(nèi)的各階主要模態(tài)的特性，可以根據(jù)結(jié)構(gòu)在此頻段內(nèi)在外部或內(nèi)部各種振源作用下產(chǎn)生的實際振動響應(yīng)。

發(fā)動機罩模態(tài)分析的最終目標(biāo)是識別出系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)，為發(fā)動機罩結(jié)構(gòu)動力特性的優(yōu)化提供依據(jù)。而模態(tài)分析的意義在于將線性時不變系統(tǒng)振動微分方程組中的物理坐標(biāo)變換為模態(tài)坐標(biāo)，使方程組解耦，成為一組以模態(tài)坐標(biāo)及模態(tài)參數(shù)描述的獨立方程，坐標(biāo)變換的變換矩陣為振動矩陣，其每列即為各階振型，即模態(tài)分析是求解結(jié)構(gòu)的各階固有頻率及其對應(yīng)的振型。多自由度離散系統(tǒng)的運動微分方程為[1]：

式中：{x}為系統(tǒng)廣義位移向量；

{f}為多自由度激振力向量；

[M]為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣；

[C]為系統(tǒng)的阻尼矩陣；

[K]為系統(tǒng)的剛度矩陣。

固有頻率是結(jié)構(gòu)本身的固有特性，與外界載荷無關(guān)，所以自由模態(tài)計算沒有任何邊界條件。固有頻率表征其結(jié)構(gòu)的動態(tài)特性，是系統(tǒng)運動方程的特征值。發(fā)動機罩自由振動運動方程為：

因結(jié)構(gòu)的阻尼對其模態(tài)頻率及振型的影響很小，可不考慮阻尼，則系統(tǒng)的振動方程為：

設(shè)振動方程的同步運動解為：

將式（4）代入式（3）中，即可得發(fā)動機罩系統(tǒng)的固有頻率ωi和主振型{Hi}。

1.2 發(fā)動機罩有限元模型

某皮卡發(fā)動機罩自由模態(tài)分析的數(shù)模包括發(fā)動機罩外板、內(nèi)板、加強板、鉸鏈、發(fā)動機罩鎖扣 ，如圖1所示。將三維CAD數(shù)模導(dǎo)入軟件Hypermesh中進行幾何清理，去掉較小的圓角、孔等幾何特征，采用殼單元來劃分網(wǎng)格，網(wǎng)格基本尺寸為 10mm，發(fā)動機罩外板與內(nèi)板的包邊采用實際料厚的殼單元模擬，外板與內(nèi)板之間的涂膠采用六面體 hexa單元類型模擬，焊點用acm單元類型模擬[2]。發(fā)動機罩總成有限元模型單元數(shù)37222，三角形單元比例trias =3.5 %。

發(fā)動機罩自由模態(tài)分析結(jié)果：一階頻率25.3Hz，振型是扭轉(zhuǎn)，如圖2所示；二階頻率45Hz,振型的內(nèi)外板的局部模態(tài)。發(fā)動機罩的共振一般發(fā)生在低階頻率范圍，所以重點考察一階頻率。

該皮卡動力總成怠速時轉(zhuǎn)速為750r/min±50，即怠速振動頻率區(qū)間為 23.3Hz-26.7Hz；而白車身一階扭轉(zhuǎn)頻率為40Hz。發(fā)動機罩一階扭轉(zhuǎn)頻率 25.3Hz遠低于白車身的一階扭轉(zhuǎn)頻率，但處于該皮卡動力總成怠速振動頻率區(qū)間，容易發(fā)生共振，需要避開該區(qū)間。一般可以向兩個方向改進優(yōu)化，一個是提高該發(fā)動機罩的一階扭轉(zhuǎn)頻率，另一個就是降低該發(fā)動機罩的一階扭轉(zhuǎn)頻率，但考慮到提高一階扭轉(zhuǎn)頻率后，還需要考慮開空調(diào)時動力總成怠速時轉(zhuǎn)速的提升，所以選擇通過降低一階扭轉(zhuǎn)頻率來避開共振區(qū)間，同時還需注意一階扭轉(zhuǎn)頻率不可降低過多，以免發(fā)動機罩剛性不足。

1.3 基于模態(tài)分析的內(nèi)板優(yōu)化改進

發(fā)動機罩外造型已經(jīng)凍結(jié)，對外板進行更改較困難，最好的方式就是通過更改發(fā)動機罩內(nèi)板來降低其一階扭轉(zhuǎn)頻率[3]。方案一：將發(fā)動機罩內(nèi)板中間筋的寬度減小20mm，同時將內(nèi)板上貫穿的凹槽加深3mm，如圖3所示。

方案一自由模態(tài)分析結(jié)果：一階頻率23.8Hz，二階頻率42Hz，振型均沒有發(fā)生變化。

方案一的一階扭轉(zhuǎn)頻率降低了 1.5Hz，說明改進方向是正確的，但依然處于動力總成怠速振動頻率區(qū)間 23.3Hz-26.7Hz，還需繼續(xù)改進。

方案二：在方案一的基礎(chǔ)上，將發(fā)動機罩內(nèi)板中間的加強筋寬度減小 8mm；將整個發(fā)動機罩折彎槽的深度加深3mm，同時將中間兩段折彎槽上移至加強筋匯合處，如圖 4所示。

方案二自由模態(tài)分析結(jié)果：一階頻率22.4Hz，二階頻率38.6Hz，振型均沒有發(fā)生變化。

方案二的一階扭轉(zhuǎn)頻率避開了動力總成怠速振動頻率區(qū)間，且與競品發(fā)動機罩一階扭轉(zhuǎn)頻率22.5Hz相當(dāng)，就發(fā)動機罩模態(tài)分析而言，達到了設(shè)計要求。

2、發(fā)動機罩彎曲剛度分析

考核發(fā)動機罩在垂向方向上的整體彎曲剛度。在發(fā)動機罩左鉸鏈軸心處約束自由度 12346，右鉸鏈軸心處約束自由度1346，約束左右橡膠墊塊自由度3，并在發(fā)動機罩外板幾何中心 75X75mm范圍內(nèi)加載150N的均布力，如圖5所示。

圖6為發(fā)動機罩彎曲剛度位移云圖，計算結(jié)果見表一：

表1 發(fā)動機罩彎曲剛度計算結(jié)果

方案二的彎曲剛度比原數(shù)模降低了7.5%，而競品彎曲剛度為53N/mm，方案二彎曲剛度比競品降低了3%，考慮材料的性能及沖壓制造工藝的影響，認(rèn)為方案二的彎曲剛度達到設(shè)計要求。

3、發(fā)動機罩模態(tài)測試

振動模態(tài)是彈性結(jié)構(gòu)固有的、整體的特性。在靜止?fàn)顟B(tài)下，對發(fā)動機罩進行敲打激勵，測量激振力與響應(yīng)并進行雙通道快速傅里葉變換分析，得到任意兩點間的導(dǎo)納函數(shù)，通過對該導(dǎo)納函數(shù)的擬合識別出發(fā)動機罩的模態(tài)參數(shù)，這就是發(fā)動機罩模態(tài)測試原理。采用 LMS公司模態(tài)測試設(shè)備SPECTRAL ACQUISTION采集軟件測試各測點三向頻響函數(shù)，模態(tài)參數(shù)識別采用LMS公司MODEL ANSLYSIS分析軟件中的模態(tài)分析軟件POLYMAX分析，LMS測試設(shè)備的模態(tài)向量容差為2%，固有頻率容差為1%，模態(tài)阻尼容差為5%。

在發(fā)動機罩上貼上振動加速度傳感器如圖7所示，選取兩個激振點進行比較測試：發(fā)動機罩的中部和右上角位置，用激振錘敲擊激振點[4]，測試結(jié)果如圖8、9所示。

由圖 8和圖 9可以看出發(fā)動機罩的一階模態(tài)頻率為22.3Hz，二階模態(tài)頻率為37.9Hz。表二為發(fā)動機罩模態(tài)分析與模態(tài)測試的結(jié)果比較，兩者誤差小于 3%，說明所建立的仿真模型很好的反映了結(jié)構(gòu)的實際振動特性。

表2 發(fā)動機罩模態(tài)仿真與模態(tài)測試的結(jié)果比較

模態(tài)測試的結(jié)果比仿真結(jié)果略小，發(fā)動機罩模態(tài)分析是單獨對發(fā)動機罩總成進行的仿真，而模態(tài)測試則是在整車裝配狀態(tài)下對發(fā)動機罩總成進行的測試，發(fā)動機罩與白車身鉸鏈連接處的剛度對模態(tài)測試結(jié)果有影響，因此測試結(jié)果偏低。

4、結(jié)論

本文對某皮卡發(fā)動機罩進行自由模態(tài)分析，發(fā)現(xiàn)其一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)25.3Hz處于該皮卡動力總成怠速振動頻率區(qū)間，為了避免產(chǎn)生共振，對發(fā)動機罩內(nèi)板進行優(yōu)化改進，改進后的發(fā)動機罩一階扭轉(zhuǎn)模態(tài)為22.4Hz，避免了與其動力總成怠速時產(chǎn)生共振。同時對該發(fā)動機罩進行模態(tài)測試，測試結(jié)果與仿真分析結(jié)果誤差在 3%以內(nèi)，證明了該發(fā)動機罩仿真模型的正確性。

該皮卡發(fā)動機罩彎曲剛度比競品低3%，在樣車進行商品信息評價時順利通過外觀品質(zhì)評價；在后續(xù)的整車路試中，該皮卡沒有出現(xiàn)發(fā)動機罩振動過大、開裂、凹陷等問題。在新車型開發(fā)過程中，對發(fā)動機罩進行模態(tài)分析和彎曲剛度分析的方法已經(jīng)成為開發(fā)流程中的一個重要環(huán)節(jié)。

[1] 傅志方，華宏星.模態(tài)分析理論與應(yīng)用.上海交通大學(xué)出版社,2000.

[2] 于開平，周傳月，譚惠豐等.HyperMesh從入門到精通[M]. 科學(xué)出版社,20005.

[3] 石琴，盧利平.基于有限元分析的發(fā)動機罩拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計[J]. 機械設(shè)計與制造，2009(6)：31-33.

[4] 比利時LMS國際公司北京代表處.LMS Test.Lab中文操作指南.

Based on modal analysis of a pickup hood Analysis method research

Cao Qin, Xia Pengfei, Wang Ke, Sun Weiqing
(Dongfeng Automobile Co., Ltd. Commercial Product R&D Institute, Hubei Wuhan 430057)

On the pickup hood modal analysis, requirement to avoid the resonance range, at the same time have a certain bending stiffness. To improve the optimization of the hood inner panel, the optimized hood for stiffness analysis of bending, the analysis results meet the design requirements. Modal testing the hood in the vehicle, test results and the results of the analysis error within 5%, to prove the correctness of the simulation model of the hood; While in the subsequent vehicle road test , the hood no vibration, cracking, depression and other issues, further illustrate the correctness of the hood analysis method.

pickup hood; modal analysis; modal testing; bending stiffness

U463

A

1671-7988(2015)05-01-04

操芹，就職于東風(fēng)汽車股份有限公司商品研發(fā)院CAE科。