尹建偉　吳澤勛　甘劍飛　齊建偉　趙晶

摘 要：汽車噪聲大致可以分成兩類：穩(wěn)態(tài)持續(xù)噪聲和瞬態(tài)噪聲。路面噪聲、發(fā)動機噪聲等都是穩(wěn)態(tài)持續(xù)噪聲這一類，而異響一般都屬于瞬態(tài)噪聲。近些年來消費者越來越重視異響噪聲。文章簡要介紹了一種在汽車設(shè)計前期進行的，針對儀表板異響的分析優(yōu)化方案。應(yīng)用ANSA軟件的前處理插件，可以快速對異響風險位置建立E-line;其后處理軟件META可以快速對結(jié)果進行處理，并進行原因診斷，在設(shè)計前期給出指導建議。

關(guān)鍵詞：異響;儀表板;CAE;E-line

中圖分類號：U463.83+7? 文獻標識碼：B? 文章編號：1671-7988（2020）03-126-04

前言

隨著近些年來汽車工業(yè)蓬勃發(fā)展，異響作為一個汽車突出的問題越來越受到消費者的重視。據(jù)統(tǒng)計，內(nèi)飾異響占到異響問題總數(shù)的60%以上。儀表板異響的產(chǎn)生主要是因為車輛在不同的路面激勵和特定車速下，內(nèi)飾零部件之間產(chǎn)生相對位移。這些異響是瞬態(tài)的，持續(xù)時間不是很長。但相對于路面噪聲、發(fā)動機噪聲這些持續(xù)噪聲而言，異響更易受到消費者的抱怨。

儀表板異響主要包括兩種類型：摩擦聲和敲擊聲：

（1）敲擊聲是指有一定間隙的部件間由于相互撞擊產(chǎn)生的噪聲，又稱Rattle;零部件之間的間隙不合適、剛度不足或結(jié)構(gòu)松動都可能會引起部件之間的相互撞擊，從而產(chǎn)生Rattle異響。

（2）摩擦聲是指部件間在摩擦接觸下滑移運動產(chǎn)生的噪聲，又稱Squeak。當兩個表面發(fā)生黏滑效應(yīng)時，其中一個表面會產(chǎn)生脈沖式的變形并儲存能量，當變形突然恢復時又會脈沖式地釋放能量。這種黏滑效應(yīng)一旦超過材料所能承受的范圍，便會產(chǎn)生Squeak異響。

本文利用ANSA的E-line方法，在汽車研發(fā)初期對儀表板容易發(fā)生異響的位置進行計算評估，并有針對性的進行優(yōu)化，從而達到降低儀表板異響風險的目的。

1 有限元模型的建立

本文計算在實車狀態(tài)下的儀表板異響。計算模型主要包括TB（內(nèi)飾車身）和儀表板總成兩部分，

其中儀表板總成包括主副儀表板和CCB（儀表板橫梁），如圖1所示。

1.1 塑料件的模擬

塑料件（包括儀表板本體、飾板、風道等），采用2D殼單元模擬。由于其厚度不一，應(yīng)賦予不同的屬性。

1.2 附件的模擬

儀表板上的電器附件（如組合儀表、顯示屏等）本身對儀表板本體的剛度影響較小，因此可以用質(zhì)量單元（mass）簡化模擬，如圖2所示。

1.3 連接的模擬

儀表板總成內(nèi)主要是由卡扣和鉚釘連接。用剛性單元Rbe2模擬連接剛度較強的鉚釘;采用彈性單元Cbush模擬連接剛度稍弱的卡扣，連接剛度采用經(jīng)驗值（平動剛度為150N/mm）。

1.4 創(chuàng)建E-line

首先根據(jù)經(jīng)驗評估異響的風險位置，在風險位置定義節(jié)點對，這些節(jié)點對構(gòu)成一條評價線，稱為E-line（Evaluation Line）。E-line上節(jié)點對分別位于兩個接觸表面。每一個節(jié)點對都在各自沿接觸表面定義一個局部坐標系，相鄰部件間隙方向定義為局部坐標系Z向，相鄰部件接觸平面定義為局部坐標系XY平面，見圖3。

E-line均按照Rbe3-Cbush-Rbe3的方式連接，但是根據(jù)異響類型的不同而有所不同：

（1）對于Rattle（敲擊聲），兩個部件之間無接觸，Cbush剛度為0;

（2）對于Squeak（摩擦聲），兩個部件之間有接觸，Cbush平動剛度為1000N/mm。

2 載荷

2.1 載荷信息

目前有多種評價內(nèi)飾異響的路面，如比利時路面、搓衣板路、鋼繩路等。我們此次采用的是比利時路面40Km/h的載荷，屬于比較惡劣的工況，由多體動力學模型提取，見圖4。

2.2 載荷加載

在底盤的車身接附點以力的形式（時域載荷）加載（見圖5），進行模態(tài)瞬態(tài)響應(yīng)分析，求解頻率為0-100Hz，求解步長為0.05s，求解時長為10s。

3 計算結(jié)果

3.1 計算方法

在時域載荷下所獲得的節(jié)點位移響應(yīng)是隨機信號，因此不能用位移響應(yīng)的單一峰值來進行結(jié)果評價，需根據(jù)位移響應(yīng)重新定義一個統(tǒng)計量來進行評價：

（1）將計算所得的節(jié)點對每個時間步的相對位移按照幅值大小進行排序，選取排序后相對位移幅值最大的一定比例的時間步結(jié)果，這個比例叫做統(tǒng)計比例（Statistical Evaluation Parameter，簡稱SEP）;

（2）將統(tǒng)計比例內(nèi)的幅值取平均，稱為最大幅值平均值（Mean of the Highest Values，簡稱MHV）。敲擊聲和摩擦聲的結(jié)果不是由相對位移這一隨機結(jié)果進行評價，而是由MHV（單一數(shù)值的統(tǒng)計量）作結(jié)果的最終評價。

3.2 評價標準

3.2.1 敲擊聲評價標準

敲擊聲分析結(jié)果按照以下標準進行評價。

如果MHV<Gap-Tolerance，則無產(chǎn)生敲擊聲風險;

如果MHV>Gap-Tolerance，則有產(chǎn)生敲擊聲風險。

其中，Gap?為相鄰兩部件間隙，Tolerance為相鄰兩部件公差，見圖6。

3.2.2 摩擦聲評價標準

針對摩擦聲分析結(jié)果，后處理時通過計算MHV30%，得出每條E-Line上XY平面內(nèi)最大相對位移值Max_P2P，與材料對測試滑移位移范圍數(shù)據(jù)對比，得到風險大小，見圖7。

Max_P2P值與材料對滑移位移范圍（如0.3-0.5）進行比較：

（1）如果Max_P2P值小于0.3，則無產(chǎn)生摩擦聲風險;

（2）如果Max_P2P值在0.3-0.5之間，則有可能產(chǎn)生摩擦聲;

（3）如果Max_P2P值大于0.5，則肯定產(chǎn)生摩擦聲。

3.3 計算結(jié)果

經(jīng)過計算，E-line3有產(chǎn)生敲擊聲風險，如圖8所示。

通過模態(tài)貢獻量診斷，第3階模態(tài)貢獻量最大，模態(tài)貢獻量見圖9，模態(tài)振型見圖10。

4 優(yōu)化方案

通過模態(tài)振型分析，發(fā)現(xiàn)儀表板前部上下板之間只有兩個卡扣連接，連接剛度不夠。在薄弱區(qū)域增加四個卡扣，經(jīng)過優(yōu)化，節(jié)點對相對位移大大減小，無產(chǎn)生敲擊聲風險。

優(yōu)化方案見圖11，紅色點為原有卡扣位置，綠色點為新增卡扣位置。

5 結(jié)論

基于ANSA有限元軟件，對某車型儀表板進行建模，并進行異響性能分析，針對診斷結(jié)果，對其進行優(yōu)化。

（1）該異響分析采用實際路面載荷，與實車試驗具有較強的相關(guān)性;

（2）該分析方法可以在設(shè)計前期對異響性能進行分析，并且有效識別風險;

（3）本文的計算方法可應(yīng)用于類似的內(nèi)飾件的異響分析及優(yōu)化。該計算方法同樣可用于車身與開閉件動態(tài)間隙的分析與優(yōu)化，評價標準與內(nèi)飾異響有所不同。

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