白車身接附點動剛度優(yōu)化設(shè)計

周安勇 侯 蕾 劉旌揚

（一汽海馬汽車有限公司）

1 前言

轎車車身大多是承載式車身，由于承載式車身的結(jié)構(gòu)特點，振動和噪聲很容易傳至車內(nèi)，這不僅影響乘坐的舒適性，而且易造成車身疲勞損傷。在車身結(jié)構(gòu)設(shè)計中，一些關(guān)鍵點 （主要包括發(fā)動機懸置點、減振器安裝點、拖曳臂安裝點及副車架接附點等）是向車身傳遞振動的主要來源[1]。白車身關(guān)鍵點動剛度對車身的振動和疲勞破壞有重要的影響。白車身接附點局部動剛度考察的是在所關(guān)注的頻率范圍內(nèi)該接附點局部區(qū)域的動剛度水平。動剛度與結(jié)構(gòu)傳入的能量成反比，因此關(guān)鍵連接點的動剛度需要足夠大以減少結(jié)構(gòu)傳入的能量；動剛度過低易引起更大的振動噪聲。因此，該性能指標(biāo)對整車NVH性能有較大影響，是在整車NVH分析中需要首先考慮的因素。本文以在工程設(shè)計階段的某轎車為研究對象，進行白車身關(guān)鍵點動剛度分析、優(yōu)化、測試及對比。

2 基本理論及有限元建模

2.1 基本理論

動剛度分析是評價車身安裝點NVH性能的重要方法。動剛度是結(jié)構(gòu)產(chǎn)生單位振幅所需要的動態(tài)力，表征了結(jié)構(gòu)在動態(tài)載荷下抵抗變形的能力。動剛度并不是一個常數(shù)，其隨頻率的改變而變化，是頻率的函數(shù)。

對車身進行動剛度分析時，輸入為源點單位力，輸出為源點加速度響應(yīng)，源點加速度曲線則稱為IPI曲線。IPI的計算公式為[2]:

式中，F(xiàn)為質(zhì)量塊安裝點所受載荷；K為質(zhì)量塊安裝點動剛度；a為加速度；ω為圓頻率；f為頻率；x為位移。

通過公式（1）進一步可以得到源點加速度導(dǎo)納曲線，即動剛度曲線。該曲線是用于考察車身與發(fā)動機、懸架連接點等局部動剛度的重要指標(biāo)。

為更加直觀地看出各個關(guān)鍵點的動剛度，并方便與參考值進行比較，對分析得到的動剛度曲線進行數(shù)據(jù)處理，將其等效為在關(guān)注的頻率范圍內(nèi)的一個具體數(shù)值，稱為等效動剛度，單位為N/mm或N/m。

等效動剛度的計算公式為:

式中，n為頻率個數(shù)；IPI（f）為對應(yīng)頻率下的源點加速度響應(yīng)值。

2.2 有限元建模及動剛度分析邊界條件

白車身主要由沖壓鈑金件通過焊接而成，因此利用Altair HyperMesh軟件對某車輛的白車身進行有限元建模。根據(jù)企業(yè)內(nèi)部標(biāo)準(zhǔn)設(shè)定有限元模型單元尺寸為10 mm，采用CQUAD4四邊形網(wǎng)格和少量CTRIA3三角形網(wǎng)格，其中三角形單元不超過單元總數(shù)的5%。焊點采用一維單元模擬，膠粘采用六面體單元模擬。白車身有限元模型如圖1所示，其中殼單元1067155個，體單元57383個。

白車身動剛度分析的加載點與響應(yīng)點相同，即為車身關(guān)鍵接附點（圖2），其包括動力總成懸置車身側(cè)安裝點、前后副車架安裝點、減振器彈簧安裝點、拖曳臂安裝點及排氣吊耳安裝點等。白車身為無約束自由狀態(tài)。本文采用NASTRAN軟件的基于模態(tài)頻率響應(yīng)模塊計算白車身接附點動剛度。在0～200 Hz頻率范圍內(nèi)考慮X、Y、Z 3個方向的動剛度屬性，結(jié)構(gòu)阻尼為3%，輸出對應(yīng)方向的加速度響應(yīng)。計算結(jié)果通過數(shù)據(jù)處理得到IPI曲線，再經(jīng)過進一步后處理可以得到動剛度曲線和等效動剛度值等。

3 IPI分析結(jié)果

將此白車身接附點動剛度計算結(jié)果與參考值曲線對比，以確定該點在某頻率下峰值是否超出參考值曲線，每個接附點經(jīng)過3個方向的對比分析得出。右側(cè)動力總成車身側(cè)懸置支架安裝點Y向IPI曲線在27 Hz附近及50 Hz以上超出參考曲線值，如圖3所示。

經(jīng)公式（1）計算得到的動剛度曲線如圖4所示。由圖4可知，Y向動剛度偏小，其大部分在4000 N/mm的參考線下方。

4 評價方法及試驗

4.1 評價方法

以白車身右懸置安裝點的IPI曲線為例，可知發(fā)動機右懸置Y向在20 Hz以上大部分頻率范圍的源點加速度響應(yīng)都大于參考曲線，在27 Hz、50 Hz和100 Hz附近存在較大的峰值響應(yīng)，可見右懸置支架為優(yōu)化的重點。

根據(jù)公式（2）和公式（3）計算得到發(fā)動機右側(cè)懸置接附點在0～200 Hz頻率范圍內(nèi)的等效動剛度值，如表1所列。

表1 右懸置接附點等效動剛度值 N/mm

對發(fā)動機右懸置支架進行優(yōu)化時，考慮到Y(jié)向等效動剛度僅為2617 N/mm，相對較弱，則在支架的上方沿著Y向增加支架連接加強板，模擬Y向結(jié)構(gòu)的強化。板厚為2.5 mm，一端與右懸置支架上端相連，另一端與車身連接，如圖5所示。優(yōu)化前、后右懸置接附點Y向IPI曲線圖如圖6所示。由圖6可以看出，優(yōu)化后的模型接附點加速度響應(yīng)較之前有所降低，在關(guān)注的頻率范圍內(nèi)有相應(yīng)改善。同時計算出等效動剛度值由原來的2617 N/mm增加到3742 N/mm，增加了43%。

由于仍未達到參考標(biāo)準(zhǔn)4000 N/mm的等效動剛度值目標(biāo)，因此在第1步優(yōu)化的基礎(chǔ)上，進一步對右懸置支架本體及支架連接加強板進行第2步結(jié)構(gòu)優(yōu)化?？紤]到支架本身剛度不夠，所以在支架上表面及連接加強板上加筋，并對加強板進行翻邊處理，如圖7所示。改變懸置支架的結(jié)構(gòu)后，通過動剛度計算得到的IPI曲線較第1步優(yōu)化又有降低（圖 6）。

圖8為優(yōu)化前、后右懸置接附點Y向動剛度曲線圖，可知優(yōu)化后的動剛度較優(yōu)化前有所提高。由公式（2）及公式（3）計算得到優(yōu)化后的右懸置支架接附點Y向的等效動剛度值為4917 N/mm。

經(jīng)過兩步優(yōu)化后，整體IPI曲線峰值大幅度降低，相應(yīng)動剛度值也得到提高，滿足了等效動剛度值為4000 N/mm的參考目標(biāo)值。

4.2 試驗驗證

將優(yōu)化后的動力總成右懸置支架安裝于車身上進行動剛度試驗。利用LMS Test.lab Impact Testing模塊對車身接附點進行錘擊激勵，并在相對應(yīng)的接附點分別布置3向加速度傳感器。經(jīng)在整車車身上接附點試驗，得到試驗結(jié)果與CAE仿真分析IPI結(jié)果對比圖（以右懸置接附點Y向為例）如圖9所示，試驗與CAE分析的動剛度曲線結(jié)果對比圖如圖10所示。通過試驗與仿真對比，驗證了CAE分析的可行性及準(zhǔn)確性。

5 結(jié)束語

論述了白車身接附點動剛度分析的基本理論、分析方法，利用NASTRAN軟件基于模態(tài)的頻率響應(yīng)模塊對白車身關(guān)鍵點動剛度進行CAE分析，得到車身接附點的動剛度屬性。針對動剛度薄弱點進行2次優(yōu)化設(shè)計，然后對更改后的車身進行錘擊試驗，將試驗結(jié)果和與CAE分析結(jié)果進行對比，驗證了有限元模型的可行性和準(zhǔn)確性。經(jīng)分析優(yōu)化使該車輛獲得良好的動態(tài)剛度性能，保證了車輛的NVH性能，提高了乘坐舒適性。

1 龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動——理論與應(yīng)用.北京:北京理工大學(xué)出版社，2006，309～330.

2 肖攀，周定陸，周舟.白車身接附點局部動剛度分析.MSC.Software中國用戶論文集，2007.

3 高云凱，汪翼，林典，等.白車身質(zhì)量塊安裝點動剛度分析與優(yōu)化.中國機械工程，2010，21（6）.