后背門約束模態(tài)對(duì)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(guó)車市在經(jīng)歷了快速增長(zhǎng)并成長(zhǎng)為世界最大單體市場(chǎng)后，已經(jīng)進(jìn)入微增長(zhǎng)時(shí)代，市場(chǎng)的競(jìng)爭(zhēng)更加白熱化、精細(xì)化。另外，隨著人們環(huán)保意識(shí)的增強(qiáng)，政府法規(guī)對(duì)噪聲限值的要求越來(lái)越嚴(yán)格。汽車振動(dòng)噪聲、振動(dòng)與聲振粗糙度（Noise, Vibration, Harshness, NVH）性能已成為汽車市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)的重要方面和汽車產(chǎn)品未來(lái)的發(fā)展趨勢(shì)[1]，而加速轟鳴聲作為NVH 性能評(píng)價(jià)的關(guān)鍵條目， 也是顧客可以感知的要素，地位尤其重要。對(duì)于搭載四缸發(fā)動(dòng)機(jī)的車輛，低轉(zhuǎn)速的轟鳴聲大多為動(dòng)力總成與進(jìn)排氣系統(tǒng)二階次的激勵(lì)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(lái)，汽車行業(yè)中的聲品質(zhì)問(wèn)題已經(jīng)由最初的整車、發(fā)動(dòng)機(jī)等主要部件的研究，進(jìn)入各個(gè)部件和方面的研究[4]。本文就是通過(guò)研究整車狀態(tài)下后背門的模態(tài)解決實(shí)車加速轟鳴的問(wèn)題。

1 實(shí)車轟鳴問(wèn)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(píng)價(jià)存在轟鳴，由于該SUV 搭配四缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，因而根據(jù)其本身固有特性，可以計(jì)算出點(diǎn)火頻率為[5]

式中，i為噪聲與振動(dòng)的階次；n為發(fā)動(dòng)機(jī)的曲軸轉(zhuǎn)速?？梢杂?jì)算出發(fā)動(dòng)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(guò)目標(biāo)線（NVH 性能目標(biāo)值）。對(duì)應(yīng)數(shù)據(jù)的計(jì)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(shí)測(cè)響應(yīng)曲線

圖2 加速轟鳴仿真響應(yīng)曲線

針對(duì)計(jì)算機(jī)輔助工程（Computer Aided Engineering, CAE）該峰值點(diǎn)，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(shí)別和評(píng)價(jià)能量從某些激勵(lì)源到某個(gè)接受者位置的各個(gè)傳遞路徑，這些路徑包含結(jié)構(gòu)振動(dòng)傳遞路徑和空氣聲的傳遞路徑。假設(shè)車輛受m個(gè)激勵(lì)力作用，每個(gè)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(lì)力頻譜。

車內(nèi)噪聲聲壓m個(gè)激勵(lì)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(duì)振動(dòng)噪聲問(wèn)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(jì)算和試驗(yàn)兩類，本文TPA 分析為CAE 仿真計(jì)算的結(jié)構(gòu)振動(dòng)傳遞路徑分析。

本峰值（91 Hz）的TPA 分析，首先需要確定激勵(lì)源，加速轟鳴的激勵(lì)來(lái)自動(dòng)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(diǎn)就是激勵(lì)源，也就是載荷輸入點(diǎn)。這些激勵(lì)點(diǎn)的六個(gè)方向都在傳遞力，即每一個(gè)激勵(lì)點(diǎn)都對(duì)應(yīng)六條傳遞路徑，因此，TPA 分析就是分別計(jì)算出這些激勵(lì)點(diǎn)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(duì)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(duì)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(guò)上述研究，該91 Hz 的峰值的解決思路：對(duì)該車型的后背門整車狀態(tài)下的模態(tài)進(jìn)行仿真與測(cè)試[6]。

2 后背門模態(tài)分析

后背門作為SUV 車型一個(gè)重要的開閉件，其各階模態(tài)特別是拍合模態(tài)對(duì)聲腔的耦合作用產(chǎn)生關(guān)鍵性的影響。依據(jù)振動(dòng)理論，后背門模態(tài)符合如下物理運(yùn)動(dòng)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(wèn)題發(fā)現(xiàn)

針對(duì)整車狀態(tài)下的后背門，其約束模態(tài)的系統(tǒng)邊界為來(lái)自鉸鏈、鎖安裝點(diǎn)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(shí)測(cè)結(jié)果，其中，配置A 為電動(dòng)后背門，配置B/C 均為氣彈簧后背門。

表1 后背門CAE 及測(cè)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(yàn)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(shí)測(cè)結(jié)果各階均有較大差異，特別是整車加速轟鳴問(wèn)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(lái)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(jì)均一致，具備很好的可對(duì)比性：

首先對(duì)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(méi)有發(fā)現(xiàn)差異；第二，后背門樣件來(lái)源沒(méi)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(diǎn)方向有四個(gè)：

1）鉸鏈：樣件沒(méi)有排查出異常點(diǎn)；

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

3）限位塊：門與車身側(cè)設(shè)計(jì)狀態(tài)為過(guò)盈配合，通過(guò)現(xiàn)場(chǎng)檢測(cè)沒(méi)有配合的痕跡，未達(dá)到設(shè)計(jì)狀態(tài)，即均為間隙配合；因狀態(tài)一致，不影響模態(tài)的對(duì)比，可以排除；

4）氣彈簧：經(jīng)現(xiàn)場(chǎng)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(yàn)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(cè)試配置C 的結(jié)果，并與之前結(jié)果對(duì)比，如表2所示，可以看出氣彈簧的質(zhì)量及安裝狀態(tài)對(duì)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(cè)試結(jié)果及對(duì)比

3 整車轟鳴問(wèn)題優(yōu)化及驗(yàn)證

綜上分析可以得出：

1）氣彈簧的配置及其狀態(tài)對(duì)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(shí)測(cè)值之間具有較好的對(duì)標(biāo)性；

因此，整車轟鳴問(wèn)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(wèn)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(duì)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(diǎn)，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(duì)應(yīng)的模態(tài)振型結(jié)果如圖7 所示，同時(shí)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(duì)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(duì)其進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。使用靈敏度分析方法對(duì)后背門進(jìn)行模態(tài)靈敏度分析，選出對(duì)模態(tài)敏感度高的部件，然后對(duì)這些部件進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化[8]。方案為一方面對(duì)應(yīng)變能集中（仿真圖中顯示為紅色）區(qū)域延長(zhǎng)加強(qiáng)筋的長(zhǎng)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(yàn)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(duì)比結(jié)果如圖9 所示。實(shí)車根據(jù)CAE 的優(yōu)化方向進(jìn)行實(shí)車調(diào)校和主觀評(píng)價(jià)：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(píng)價(jià)由不可接受提升為可接受。

圖9 整車加速響應(yīng)對(duì)比分析

4 小結(jié)

至此，該加速轟鳴的NVH 問(wèn)題經(jīng)過(guò)CAE 分析對(duì)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(yàn)證，再到最后的實(shí)測(cè)調(diào)校和主觀評(píng)價(jià)，最終比較好地得到了解決。該方法為類似的實(shí)車問(wèn)題的解決提供了參考，也再次證明復(fù)雜的NVH 問(wèn)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。