內(nèi)飾車身地板振動(dòng)性能優(yōu)化分析

李華清，張相坤

（東南汽車工業(yè)有限公司汽車研究院，福州 350119）

內(nèi)飾車身地板振動(dòng)性能優(yōu)化分析

李華清，張相坤

（東南汽車工業(yè)有限公司汽車研究院，福州 350119）

在某SUV車型工程設(shè)計(jì)階段，運(yùn)用有限元法進(jìn)行內(nèi)飾車身地板響應(yīng)點(diǎn)振動(dòng)傳遞函數(shù)分析。與參考車型振動(dòng)曲線對(duì)比，發(fā)現(xiàn)車身地板測點(diǎn)峰值大幅超出。通過模態(tài)貢獻(xiàn)量及模態(tài)分析，診斷出振動(dòng)傳遞函數(shù)峰值大幅超出是由地板局部模態(tài)引起。為提高地板局部剛度，以地板振動(dòng)傳遞函數(shù)為目標(biāo)函數(shù)進(jìn)行形貌優(yōu)化，設(shè)計(jì)出新的地板結(jié)構(gòu)以降低測點(diǎn)振動(dòng)峰值。制造樣車后，對(duì)地板振動(dòng)傳遞函數(shù)進(jìn)行實(shí)車測試，驗(yàn)證仿真分析結(jié)果的有效性。研究結(jié)果表明，在車型工程設(shè)計(jì)階段，基于形貌優(yōu)化的振動(dòng)傳遞函數(shù)分析可以有效應(yīng)用于內(nèi)飾車身地板減振結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中，降低后期實(shí)車抖動(dòng)風(fēng)險(xiǎn)。

振動(dòng)與波；工程設(shè)計(jì)；內(nèi)飾車身；振動(dòng)傳遞函數(shù)；模態(tài)貢獻(xiàn)量；形貌優(yōu)化

伴隨人們生活水平的顯著提高，人們對(duì)汽車舒適性的關(guān)注也日趨廣泛。地板直接影響到人對(duì)車身振動(dòng)的主觀感受，其振動(dòng)傳遞函數(shù)對(duì)汽車的舒適性有非常重要的影響[1]。地板剛度的不足容易引起抖動(dòng)、轟鳴現(xiàn)象，使整車乘坐舒適性大打折扣，直接影響人的主觀感受。

宋海生等發(fā)現(xiàn)由于副車架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)不合理，其固有頻率與外界激勵(lì)耦合時(shí)引起共振，通過地板傳遞振動(dòng)，嚴(yán)重影響乘員舒適性[2]。Marburg利用單目標(biāo)形貌優(yōu)化方法對(duì)駕駛室地板進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，使駕駛座右耳處聲壓降低2 dB[3]。舒歌群等以油底殼的1階固有頻率最大化為目標(biāo)，對(duì)油底殼進(jìn)行形貌優(yōu)化，提高了油底殼的前幾階固有頻率[4]。黃宗斌等通過模態(tài)靈敏度分析、板塊聲學(xué)貢獻(xiàn)量分析手段找到薄弱部件，以車頂棚為例進(jìn)行形貌優(yōu)化，使優(yōu)化后的模型聲壓響應(yīng)峰值最大降低25.5 dB[5]。

以上研究通過零部件的形貌優(yōu)化使子系統(tǒng)的NVH性能得到了較大的提高，然而NVH性能優(yōu)化局限于子系統(tǒng)，且優(yōu)化結(jié)果多基于分析計(jì)算，缺乏實(shí)驗(yàn)支撐。針對(duì)這些問題，本文建立某SUV車型內(nèi)飾車身的有限元模型，進(jìn)行NVH性能優(yōu)化分析，且在樣車制造后進(jìn)行分析結(jié)果驗(yàn)證。

1 內(nèi)飾車身振動(dòng)傳遞函數(shù)分析

1.1 內(nèi)飾車身模型的簡化

將幾何模型導(dǎo)入有限元分析前用處理軟件HyperMesh劃分網(wǎng)格，忽略對(duì)整體力學(xué)性能影響較小的幾何細(xì)節(jié)，如過渡圓角倒角、螺栓、直徑較小的孔洞等，以獲得高質(zhì)量的網(wǎng)格。內(nèi)飾車身中，除對(duì)結(jié)構(gòu)件進(jìn)行網(wǎng)格劃分外，對(duì)非結(jié)構(gòu)件采用集中質(zhì)量CONM2模擬，軟連接使用rbe3單元，硬連接使用rbe2單元。鈑金結(jié)構(gòu)件采用PSHELL單元?jiǎng)澐?，非鈑金結(jié)構(gòu)件采用PSOLID單元?jiǎng)澐?。整車?nèi)飾車身有限元模型如圖1所示。

圖1 內(nèi)飾車身有限元模型

1.2 地板分析模型局部截取

基于地板響應(yīng)點(diǎn)振動(dòng)超標(biāo)，且振動(dòng)傳遞路徑在地板附近的局部區(qū)域，因此，截取該局部區(qū)域，建立排氣系統(tǒng)車身側(cè)焊接在地板處的吊鉤到地板后排副駕駛座側(cè)腳踏處的振動(dòng)傳遞函數(shù)分析模型，如圖2所示。在該模型基礎(chǔ)上進(jìn)行地板振動(dòng)傳遞函數(shù)分析、形貌優(yōu)化、模態(tài)貢獻(xiàn)量分析及模態(tài)分析。

圖2 地板分析模型局部截取

局部截取地板分析模型后，取排氣系統(tǒng)車身側(cè)焊接在地板處的吊鉤為激勵(lì)點(diǎn)，地板后排副駕駛座側(cè)腳踏處為響應(yīng)點(diǎn)，進(jìn)行振動(dòng)傳遞函數(shù)分析，如圖3所示。

1.3 地板振動(dòng)傳遞函數(shù)分析

地板振動(dòng)傳遞函數(shù)反映了地板受車身上力或者振動(dòng)激勵(lì)時(shí)，引起振動(dòng)的敏感程度，依圖2建立的有限元模型分析所得地板振動(dòng)傳遞函數(shù)如圖4所示。

圖3 地板振動(dòng)傳遞函數(shù)激勵(lì)點(diǎn)和響應(yīng)點(diǎn)

圖4 形貌優(yōu)化前地板振動(dòng)傳遞函數(shù)

圖4中橫坐標(biāo)為頻率，縱坐標(biāo)為圖3所示的地板后排副駕駛座側(cè)腳踏處Z向振動(dòng)幅值，激勵(lì)為排氣系統(tǒng)車身側(cè)吊鉤Z向單位動(dòng)載荷。由圖4可知，優(yōu)化前地板振動(dòng)傳遞函數(shù)有2個(gè)峰值點(diǎn)，分別為（77，0.93）、（111，1.36）。與參考車型地板振動(dòng)傳遞函數(shù)峰值點(diǎn)（123，0.95）相比較，峰值點(diǎn)（111，1.36）超出43.2%。

地板振動(dòng)傳遞函數(shù)峰值可能是由地板傳遞路徑中某結(jié)構(gòu)件模態(tài)共振引起。針對(duì)該峰值，進(jìn)行模態(tài)貢獻(xiàn)量及模態(tài)分析診斷確認(rèn)引起峰值的結(jié)構(gòu)件，并優(yōu)化其結(jié)構(gòu)。

2 問題診斷

2.1 模態(tài)診斷基本理論

模態(tài)是機(jī)械結(jié)構(gòu)的固有振動(dòng)特性，每一個(gè)模態(tài)具有特定的固有頻率、阻尼比和模態(tài)振型。機(jī)械結(jié)構(gòu)在全局坐標(biāo)系中的任意激勵(lì)產(chǎn)生的響應(yīng)，可視為其各階固有陣型按一定比例疊加的結(jié)果。通過模態(tài)貢獻(xiàn)量及模態(tài)分析，可以判斷振動(dòng)傳遞函數(shù)峰值是否由被激勵(lì)結(jié)構(gòu)某階模態(tài)引起。

在模態(tài)坐標(biāo)下，結(jié)構(gòu)振動(dòng)響應(yīng)為

式中{x}表示結(jié)構(gòu)振動(dòng)響應(yīng)；{φr}表示第r階振動(dòng)模態(tài)；qr表示第r階模態(tài)坐標(biāo)，即結(jié)構(gòu)振動(dòng)響應(yīng)的第r階模態(tài)貢獻(xiàn)量。

在實(shí)模態(tài)系統(tǒng)中，第r階模態(tài)坐標(biāo)qr為

2.2 模態(tài)貢獻(xiàn)量分析

針對(duì)地板振動(dòng)傳遞函數(shù)峰值點(diǎn)（77，0.93）、（111，1.36）進(jìn)行模態(tài)貢獻(xiàn)量分析，結(jié)果分別如圖5和圖6所示。

圖5 振動(dòng)傳遞函數(shù)中77 Hz處模態(tài)貢獻(xiàn)量

圖6 振動(dòng)傳遞函數(shù)中111 Hz處模態(tài)貢獻(xiàn)量

圖5表明車身地板77 Hz處峰值主要是由頻率為77.2 Hz的模態(tài)貢獻(xiàn)，達(dá)100%，圖6表明車身地板111 Hz處峰值主要是由頻率為111.02 Hz和112.89 Hz的模態(tài)貢獻(xiàn)，分別為59.6%和34.4%，共計(jì)94%。

2.3 模態(tài)分析驗(yàn)證

由模態(tài)貢獻(xiàn)量分析可知77 Hz和111 Hz處峰值點(diǎn)分別由77.2 Hz處模態(tài)和111.02 Hz、112.89 Hz處模態(tài)貢獻(xiàn)100%和94%。因此，分別計(jì)算圖2所示分析模型在77.2 Hz和111.02 Hz、112.89 Hz處模態(tài)振型進(jìn)一步確認(rèn)引起峰值的結(jié)構(gòu)件。在77.2 Hz和111.02 Hz、112.89 Hz處分析模型模態(tài)振型分別如圖7和圖8(a)、圖8(b)所示。

在77.2 Hz和111.02 Hz、112.89 Hz處，地板后排副駕駛座側(cè)腳踏處存在局部模態(tài)，驗(yàn)證了地板振動(dòng)傳遞函數(shù)的兩個(gè)峰值點(diǎn)。后續(xù)目標(biāo)則是提高產(chǎn)生3個(gè)局部模態(tài)的地板部位的剛度，以降低地板振動(dòng)。

圖7 77.2 Hz處地板局部模態(tài)

圖8 111.02 Hz、112.89 Hz處地板局部模態(tài)

3 形貌優(yōu)化

形貌優(yōu)化是在板形結(jié)構(gòu)中尋找最優(yōu)的加強(qiáng)筋分布的概念設(shè)計(jì)方法，用于設(shè)計(jì)薄壁結(jié)構(gòu)強(qiáng)化壓痕，在減輕結(jié)構(gòu)重量的同時(shí)能滿足其強(qiáng)度要求[6]。形貌優(yōu)化通過加強(qiáng)筋改變鈑金件截面形狀，提高其截面積慣性矩和抗彎模量，進(jìn)而提高鈑金件的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度。

3.1 形貌優(yōu)化分析

從以上問題診斷分析中，可發(fā)現(xiàn)地板局部模態(tài)明顯。因此，提升地板局部剛度是降低地板振動(dòng)超標(biāo)的一個(gè)有效方向。下面以地板振動(dòng)傳遞函數(shù)峰值最小化為目標(biāo)，對(duì)地板進(jìn)行形貌優(yōu)化。

地板形貌優(yōu)化模型可描述如下。

(1)優(yōu)化目標(biāo)：圖4所示開發(fā)車型優(yōu)化前地板振動(dòng)傳遞函數(shù)峰值最??；

(2)設(shè)計(jì)變量：圖9所示黑色框內(nèi)區(qū)域；

(3)約束條件：起筋角度一般為60°至75°，起筋高度為5 mm。

圖9 形貌設(shè)計(jì)變量

形貌優(yōu)化迭代30次后起筋狀況如圖10所示，其地板振動(dòng)傳遞函數(shù)與優(yōu)化迭代前對(duì)比結(jié)果見圖11。

圖10 迭代后地板設(shè)計(jì)變量區(qū)域起筋狀況

圖11 迭代前后地板振動(dòng)傳遞函數(shù)對(duì)比

優(yōu)化前地板振動(dòng)傳遞函數(shù)的峰值點(diǎn)分別為（77，0.93）、（111，1.36），優(yōu)化后分別為（76,0.46）、（127,0.46）。由圖可知，77 Hz處峰值下降50.5%，111 Hz處峰值頻率后移至127 Hz，峰值下降66.2%，地板形貌優(yōu)化效果明顯。

3.2 優(yōu)化方案確認(rèn)

經(jīng)形貌優(yōu)化后得到的地板起筋位置分布不均勻，形狀不規(guī)則，工藝實(shí)現(xiàn)難度大。因此，考慮到工藝的可實(shí)現(xiàn)性及成本等因素，將起筋形狀和位置規(guī)范化。

圖12所示黑色框內(nèi)凸起結(jié)構(gòu)為優(yōu)化前起筋部位，共4處，左右對(duì)稱，分別為2個(gè)長方形，2個(gè)環(huán)形。根據(jù)圖10所示形貌優(yōu)化后起筋的形狀大小、位置分布，結(jié)合地板沖壓工藝限制及整車地板布置要求，將圖12所示優(yōu)化前地板起筋部位變更為圖13所示地板起筋部位。圖13所示黑色框內(nèi)突出結(jié)構(gòu)為優(yōu)化后起筋部位，L形凸出，方形凹陷，共12處，左右對(duì)稱，分別為2個(gè)L形，10個(gè)方形。

圖12 優(yōu)化前地板起筋位置

圖13 優(yōu)化后地板起筋位置

取形貌優(yōu)化且規(guī)范化后地板起筋模型進(jìn)一步驗(yàn)算地板振動(dòng)傳遞函數(shù)，對(duì)比原況傳遞函數(shù)和參考車型傳遞函數(shù)，優(yōu)化效果明顯，如圖14所示。

圖14 優(yōu)化前后地板振動(dòng)傳遞函數(shù)對(duì)比

相比較原況振動(dòng)傳遞函數(shù)，優(yōu)化后，77 Hz峰值下降9.7%，111 Hz峰值后移至126 Hz，下降44.1%，地板振動(dòng)峰值下降明顯。相比較參考車型振動(dòng)傳遞函數(shù)123 Hz最高峰值，開發(fā)車型經(jīng)形貌優(yōu)化后，126 Hz最高峰值低于參考車型20%，達(dá)到參考車型振動(dòng)水準(zhǔn)。

4 試驗(yàn)驗(yàn)證

為驗(yàn)證基于形貌優(yōu)化的地板振動(dòng)性能分析的可靠性，在制造樣車后，進(jìn)行實(shí)車測試。試驗(yàn)采用錘擊法，采集得到的信號(hào)傳入LMS test lab測試分析系統(tǒng)進(jìn)行處理。

圖15所示為排氣系統(tǒng)車身側(cè)地板焊接吊鉤試驗(yàn)示意圖，用力錘沿Z向敲擊吊鉤，測試地板Z向振動(dòng)響應(yīng)。

圖15 排氣系統(tǒng)車身側(cè)地板焊接吊鉤

圖16為地板后排座椅副駕駛座側(cè)腳踏處試驗(yàn)示意圖，圖中L形加強(qiáng)筋即由形貌優(yōu)化所得，三向加速度傳感器用來采集地板后排座椅副駕駛座側(cè)腳踏處Z向振動(dòng)響應(yīng)。

圖16 地板后排座椅副駕駛座側(cè)腳踏處

試驗(yàn)結(jié)果與仿真分析數(shù)據(jù)對(duì)比如圖17所示，整體趨勢和峰值基本一致。

圖17 實(shí)車測試與仿真分析結(jié)果對(duì)比

仿真分析峰值點(diǎn)分別為（77，0.64）、（126，0.76），實(shí)車測試峰值點(diǎn)分別為（84，0.54）、（133，0.62）。相比較仿真分析數(shù)據(jù)，實(shí)車測試頻率誤差在10%以內(nèi)，幅值誤差在20%以內(nèi)，因此，基于形貌優(yōu)化的仿真分析趨勢和結(jié)果是有效的。

5 結(jié)語

在整車研發(fā)工程設(shè)計(jì)階段基于形貌優(yōu)化的地板振動(dòng)性能分析可以有效地管控后期實(shí)車地板振動(dòng)風(fēng)險(xiǎn)。本文通過地板振動(dòng)傳遞函數(shù)分析發(fā)現(xiàn)地板振動(dòng)峰值大幅超出參考車型，利用模態(tài)貢獻(xiàn)量與模態(tài)分析進(jìn)一步診斷問題源頭。確定問題是由地板局部模態(tài)引起后，利用形貌優(yōu)化方法在地板上合理布置加強(qiáng)筋，提高地板剛度，有效降低地板振動(dòng)峰值，改善整車NVH性能。在樣車調(diào)校階段進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證，結(jié)果表明形貌優(yōu)化是降低地板振動(dòng)峰值的一種有效手段。

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Vibration Performance OptimizationAnalysis of Trim Body Floors

LI Huaq-ing,ZHANG Xiang-kun
(Southeast Motor Industrial Co.Ltd.,Fuzhou 350119,China)

In the process of engineering design of an SUV,the vibration transfer functions from the key mounting points to the response points on the floor of the trim body are analyzed by means of finite element method.Compared the results of the analysis with the vibration response functions of a reference vehicle,the peak value at the measurement points on the trim body floor is found to be overlarge.Through mode participation and mode analyses,it is diagnosed that the overlarge peak values is caused by the local modes of the floor.To raise the local stiffness of the floor,the topography optimization of the floor structure is done with the vibration transfer function as the target function.Correspondingly,a new floor structure with rib reinforcement is designed.After manufacturing the prototype vehicle,the vibration transfer function of the substantial vehicle is tested and the effectiveness of the simulation analysis is verified.The results of the research show that the analysis of the vibration transfer function of the vehicle floor based on topography optimization can be applied to the structure design of trim body floors to reduce the risk of real car’s fluctuations.

vibration and wave;engineering design;trim body;vibration transfer function;mode participation;topography optimization

U46

A

10.3969/j.issn.1006-1355.2017.06.011

1006-1355(2017)06-0056-05

2017-03-17

李華清（1988-），男，江西省余干縣人，工程師，研究方向?yàn)槠嘚VH性能開發(fā)。E-mail:Lwahching@163.com