陳桂均

(南京依維柯汽車(chē)有限公司， 南京 211806)

車(chē)身的結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率一定要與其受到的外界激勵(lì)(包括發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)、路面激勵(lì)、車(chē)輪不平衡的動(dòng)態(tài)力、傳動(dòng)系統(tǒng)不平衡的動(dòng)態(tài)力、不等速萬(wàn)向節(jié)引起的傳動(dòng)軸2階激勵(lì)、排氣系統(tǒng)激勵(lì)，以及其他部件的相對(duì)運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的動(dòng)態(tài)作用力)的頻率分開(kāi)[1-3]。如果白車(chē)身結(jié)構(gòu)剛度不足勢(shì)必引起車(chē)身變形，造成車(chē)身振動(dòng)頻率低，在外界激勵(lì)作用下易發(fā)生共振[4]。共振會(huì)帶來(lái)整車(chē)NVH問(wèn)題和疲勞問(wèn)題[5]。某輕型客車(chē)在隨機(jī)路面下車(chē)速在 100～120 km/h范圍內(nèi)時(shí)，車(chē)身會(huì)產(chǎn)生一定程度的共振，乘客感覺(jué)很不舒服。本文對(duì)其異常振動(dòng)和噪聲產(chǎn)生的原因進(jìn)行分析，提出解決客車(chē)NVH問(wèn)題的改進(jìn)措施，并通過(guò)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證改進(jìn)措施的有效性。

1 異常振動(dòng)和噪聲原因分析

該輕型客車(chē)共振時(shí)，第一排座椅到第四排座椅底板存在抖動(dòng)，腳部有發(fā)麻的感覺(jué)，尤其車(chē)速在110 km/h時(shí)更為明顯。對(duì)座椅底板加速度進(jìn)行了測(cè)量，以進(jìn)行振源識(shí)別。圖1為車(chē)內(nèi)地板垂向加速度階次跟蹤。

圖1 車(chē)內(nèi)地板垂向加速度階次跟蹤

從圖1可以看出，主要的激振頻率為發(fā)動(dòng)機(jī)的0.28階激勵(lì)。根據(jù)客車(chē)的最高擋傳動(dòng)比i5=1、主減速比i0=3.571，通過(guò)計(jì)算1/(i5i0)=0.28可知，該階激勵(lì)為車(chē)輪轉(zhuǎn)動(dòng)的1階激勵(lì)[6]。

圖2為車(chē)速在110 km/h時(shí)底板振動(dòng)頻譜圖(以第一排和第四排的曲線(xiàn)為例說(shuō)明)。從圖2可以看出，在14.22 Hz時(shí)振動(dòng)能量最大，而車(chē)速在110 km/h時(shí)對(duì)應(yīng)車(chē)輪的滾動(dòng)頻率恰好為14.22 Hz，由此可推知輪胎的1階固有振動(dòng)頻率為14.22 Hz。所以初步判斷，由于車(chē)速在110 km/h時(shí)輪胎的激勵(lì)頻率與整車(chē)狀態(tài)的1階自然頻率值接近，此時(shí)車(chē)身產(chǎn)生了共振，從而導(dǎo)致車(chē)內(nèi)出現(xiàn)異常振動(dòng)和噪聲，這表明車(chē)身的1階固有頻率在14.22 Hz左右。根據(jù)公司類(lèi)似車(chē)型經(jīng)驗(yàn)，該輕型客車(chē)車(chē)身1階頻率通常在13～18 Hz，圖2中的2.14 Hz是懸架的固有振動(dòng)頻率，和車(chē)身1階頻率相差較大，可不作考慮。圖2中的峰值頻率14.22 Hz、28.88 Hz和42.85 Hz分別對(duì)應(yīng)輪胎的1階次頻率、2階次頻率和3階次頻率。因在相同的加速度下，頻率越低，振動(dòng)位移越大，所以重點(diǎn)考慮1階共振，輪胎的第2階次和第3階次頻率引起的共振本文不考慮。

圖2 車(chē)速在110 km/h時(shí)底板振動(dòng)頻譜

2 白車(chē)身模態(tài)仿真及模態(tài)實(shí)驗(yàn)

2.1 有限元模態(tài)仿真

以白車(chē)身CAD模型為基礎(chǔ)，通過(guò)劃分網(wǎng)格、定義材料屬性及部件之間的連接方式建立有限元模型[7]。某輕型客車(chē)是非承載式車(chē)身，白車(chē)身包括大地板總成、前圍板總成、側(cè)壁總成、頂蓋總成及后圍等。用HyperMesh軟件對(duì)白車(chē)身進(jìn)行網(wǎng)格劃分，大多數(shù)用四邊形單元，少量用三角形單元，殼單元網(wǎng)格尺寸小于10 mm[8-9]。用軟件自帶的CWELD單元模擬點(diǎn)焊，焊點(diǎn)直徑為6.5 mm； Beam單元模擬螺栓連接和鉚接；Adhere單元模擬粘接。模型包含1 265 679個(gè)單元。

對(duì)有限元模型進(jìn)行模態(tài)仿真分析，前4階有限元模態(tài)頻率見(jiàn)表1。

表1 白車(chē)身有限元模態(tài)頻率

2.2 模態(tài)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

為驗(yàn)證建立的有限元模型的準(zhǔn)確性，需要對(duì)白車(chē)身進(jìn)行模態(tài)實(shí)驗(yàn)，并與仿真模態(tài)對(duì)比。實(shí)驗(yàn)中, 被測(cè)白車(chē)身采用懸吊安裝方式，使用橡皮繩在前門(mén)拴位置和后門(mén)栓位置將車(chē)身懸吊起來(lái)。采用多點(diǎn)激振多點(diǎn)拾振的方法：同時(shí)在白車(chē)身縱向(x)、側(cè)向(y)、垂向(z)3個(gè)方向進(jìn)行激振和拾振。每一批拾振傳感器為31個(gè)，共分10批完成，每批又分別在x、y、z這3個(gè)方向分別拾振。除了3個(gè)激振點(diǎn)外，車(chē)身上共安排了307個(gè)測(cè)點(diǎn)。完成各個(gè)測(cè)點(diǎn)到激勵(lì)點(diǎn)的傳遞函數(shù)的計(jì)算，然后采用傳遞函數(shù)的集總平均進(jìn)行模態(tài)定階。 分析所得前4階實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)頻率見(jiàn)表2。

表2 白車(chē)身實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)頻率

從表1和表2中白車(chē)身的有限元分析和模態(tài)實(shí)驗(yàn)結(jié)果可以看出，白車(chē)身1階模態(tài)頻率與車(chē)速在110 km/h時(shí)輪胎的激勵(lì)頻率14.22 Hz很接近，可以正式確定輪胎的激勵(lì)為車(chē)身共振的主要原因。解決方法主要是把輪胎和車(chē)身的頻率錯(cuò)開(kāi)，由于生產(chǎn)中不可能把每一輛車(chē)的輪胎平衡調(diào)整得完全一致，所以?xún)?yōu)化白車(chē)身結(jié)構(gòu)，提高其1階模態(tài)頻率，使之與輪胎激勵(lì)源頻率錯(cuò)開(kāi)是有效的解決措施。

另外，比較表1和表2可知，該分析使用的有限元模型是比較準(zhǔn)確的，可以用于后續(xù)的結(jié)構(gòu)改進(jìn)設(shè)計(jì)。

3 白車(chē)身改進(jìn)設(shè)計(jì)及驗(yàn)證

3.1 結(jié)構(gòu)改進(jìn)

著眼于提升車(chē)身模態(tài)，針對(duì)側(cè)壁A、B、C、D立柱骨架、后門(mén)框骨架及后地板總成等進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)，對(duì)F柱上加強(qiáng)板、F柱加強(qiáng)板、F柱內(nèi)板、后圍板及后圍板加強(qiáng)板5個(gè)總成進(jìn)行設(shè)計(jì)變更，把F柱加強(qiáng)板、F柱內(nèi)板多節(jié)立柱改為貫通式立柱，并加強(qiáng)上下區(qū)域連接處的結(jié)構(gòu)。車(chē)身后立柱結(jié)構(gòu)更改后，取消原車(chē)原有的2個(gè)局部加強(qiáng)的CBS件。對(duì)A柱內(nèi)板，A柱加強(qiáng)板、B柱上內(nèi)板等15個(gè)件增加料厚，新增加后地板下部加強(qiáng)件、A柱上部加強(qiáng)件等5個(gè)零件，一共有25個(gè)改進(jìn)件。如圖3所示。

圖3 白車(chē)身初步設(shè)計(jì)變更零件

3.2 改進(jìn)件模態(tài)貢獻(xiàn)率分析

白車(chē)身的改動(dòng)多涉及到模具的改動(dòng)，投資較大，因此需要采用模態(tài)貢獻(xiàn)率分析方法，找出對(duì)模態(tài)影響大的改動(dòng)件，忽略對(duì)模態(tài)影響很小的改動(dòng)件，以達(dá)到采用最小的代價(jià)提升車(chē)身模態(tài)的目的[10]。對(duì)每一個(gè)設(shè)計(jì)變更件，將其替換至改進(jìn)前的原始白車(chē)身，計(jì)算替換該構(gòu)件后白車(chē)身的頻率，將替換后的頻率與替換前的頻率進(jìn)行比較，得到該構(gòu)件的貢獻(xiàn)頻率。第j個(gè)件的模態(tài)貢獻(xiàn)率可定義為：αj=(fj-f0)/f0×100%，其中fj是替換第j個(gè)修改件后的車(chē)身模態(tài)值，f0是車(chē)身原始的模態(tài)值，單位是Hz[11-12]。

25個(gè)件中有17個(gè)件的模態(tài)貢獻(xiàn)率大于0.1%，如圖4所示。另外8個(gè)件的模態(tài)貢獻(xiàn)率低于0.1%，不予顯示。

圖4 更改件的模態(tài)貢獻(xiàn)率

因白車(chē)身1階頻率和輪胎1階固有頻率很接近，白車(chē)身2階頻率17.1 Hz和輪胎的2階頻率28.72 Hz相差較遠(yuǎn)，因此重點(diǎn)考察1階模態(tài)的提升值。以1階模態(tài)貢獻(xiàn)率大于5%為篩選條件，F(xiàn)柱加強(qiáng)板、F柱內(nèi)板、F柱上加強(qiáng)板、后圍板的修改和新增加的后地板下部加強(qiáng)件共5個(gè)件，模態(tài)貢獻(xiàn)率都大于5%，對(duì)這5個(gè)件進(jìn)行模具投資。其他件因?qū)δB(tài)貢獻(xiàn)小，不做改動(dòng)，這樣可以大幅減少模具投資費(fèi)用。改動(dòng)件的模具投資費(fèi)用從接近2 000萬(wàn)元降低到582萬(wàn)元。另外取消2個(gè)CBS件，每輛車(chē)降低成本115元。

對(duì)改進(jìn)后的白車(chē)身結(jié)構(gòu)再進(jìn)行有限元分析，1階扭轉(zhuǎn)及2階喘振模型如圖5所示。優(yōu)化前后車(chē)身模態(tài)對(duì)比見(jiàn)表3。需要說(shuō)明的是，車(chē)身的整體模態(tài)并不是單個(gè)件模態(tài)貢獻(xiàn)率的簡(jiǎn)單疊加，這是由于以上模態(tài)貢獻(xiàn)率的計(jì)算方法是基于原始白車(chē)身，而改進(jìn)后的白車(chē)身剛度已經(jīng)發(fā)生了大的變化，相對(duì)薄弱部分產(chǎn)生了新的剛度。整車(chē)頻率的提升并不是單個(gè)件作用的結(jié)果，而是多個(gè)件共同作用的結(jié)果。

(a) 1階模態(tài)

(b) 2階模態(tài)

表3 結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后車(chē)身模態(tài)頻率對(duì)比

3.3 改進(jìn)方案實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

通過(guò)試制快速模具件，生產(chǎn)了一臺(tái)白車(chē)身總成進(jìn)行模態(tài)實(shí)驗(yàn)，1階模態(tài)值16.95 Hz，和理論分析值偏差1.2%，白車(chē)身模態(tài)頻率實(shí)驗(yàn)與仿真的數(shù)據(jù)值誤差較小，進(jìn)一步證明車(chē)身有限元模型有較高的可靠性。按白車(chē)身的改進(jìn)方案試制整車(chē)，重新進(jìn)行道路主觀(guān)評(píng)價(jià)，車(chē)速在125 km/h以下沒(méi)有明顯的共振現(xiàn)象發(fā)生，乘坐舒適性提高，說(shuō)明本次的車(chē)身NVH性能改善有效。

4 結(jié)束語(yǔ)

針對(duì)某輕型客車(chē)白車(chē)身的高速振動(dòng)問(wèn)題進(jìn)行有限元模態(tài)分析，并和實(shí)驗(yàn)結(jié)果比較，驗(yàn)證了有限元模型的正確性?；谔嵘总?chē)身1階模態(tài)的目標(biāo)，對(duì)車(chē)身結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)，并通過(guò)模態(tài)貢獻(xiàn)率分析篩選出對(duì)1階模態(tài)影響較大的件進(jìn)行模具修改，通過(guò)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了修改方案的可行性，從而以最經(jīng)濟(jì)的改進(jìn)措施解決了整車(chē)共振問(wèn)題。