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基于懸置支架動剛度分析的整車NVH性能分析及改進

2019-07-16 19:30:36·  來源：汽車NVH云講堂  作者：呂兆平  
　
[摘要]動剛度指標是動力總成懸置支架等底盤零件NVH性能評價體系中的重要考核內(nèi)容，基于有限元分析方法,利用Altair RADIOSS軟件的模態(tài)頻率響應(yīng)方法對懸置支架關(guān)鍵
[摘要]動剛度指標是動力總成懸置支架等底盤零件NVH性能評價體系中的重要考核內(nèi)容，基于有限元分析方法, 利用Altair RADIOSS軟件的模態(tài)頻率響應(yīng)方法對懸置支架關(guān)鍵點的動態(tài)特性進行分析，可以得到相關(guān)零件的動剛度曲線。通過對關(guān)鍵點進行動剛度分析,可以為車輛NVH性能改進提供理論參考，縮短開發(fā)周期和降低開發(fā)成本，對于提高車輛NVH性能設(shè)計水平具有重要的意義。

[關(guān)鍵詞]懸置支架 動剛度  頻率響應(yīng)NVH
 
1 引言

隨著消費者收入水平的提高，對汽車產(chǎn)品的舒適性需求越來越高,從而導致了在整車開發(fā)中對影響舒適性指標的振動噪聲提出了更高的設(shè)計要求。在汽車行駛過程中,發(fā)動機和路面的激勵通過汽車底盤上的連接點、車身、座椅以及其它部件,最終影響乘員的NVH主觀感覺。動力總成懸置系統(tǒng)對發(fā)動機激勵的隔振效果的是汽車NVH性能的重要影響因素。動力總成是汽車的主要噪聲和振動源。動力總成的振動可以通過底盤傳到車身，并可在車內(nèi)產(chǎn)生噪音，嚴重地影響到了乘坐的舒適性。汽車很多噪聲和振動問題往往都可歸結(jié)到動力總成振動上。因此動力總成懸置支架的動態(tài)特性分析顯得非常重要。

動剛度是動載荷下抵抗變形的能力，動剛度不足將對車身結(jié)構(gòu)件疲勞壽命和整車乘坐舒適性產(chǎn)生非常不利的影響。整車在行駛過程中，會受到各種各樣的動載荷的作用，當動載荷與車身結(jié)構(gòu)的動力學特性接近時，即動載荷的某分量與車身結(jié)構(gòu)的某階模態(tài)的固有頻率接近時，將可能引發(fā)結(jié)構(gòu)共振產(chǎn)生較高的動應(yīng)力，導致車身結(jié)構(gòu)的疲勞破壞；動剛度對乘坐舒適性的影響主要表現(xiàn)在NVH性能上，一般而言，車身對激振源的響應(yīng)越?。ㄈ珥憫?yīng)所產(chǎn)生的振動位移越?。?，NVH性能越舒適，有經(jīng)驗的試車員甚至能夠通過通過NVH主觀評價判定車身、懸置支架等結(jié)構(gòu)動剛度的不足。

通過動剛度分析，可以較早的預(yù)測結(jié)構(gòu)動態(tài)設(shè)計的不足，如果發(fā)現(xiàn)問題在整車開發(fā)的前期，可以很容易的修改結(jié)構(gòu)，如若在后期發(fā)現(xiàn)問題，則各種車身結(jié)構(gòu)的修改空間很小，僅靠調(diào)整懸置元件的剛度等參數(shù)來改善汽車動態(tài)特性，則增加了解決問題的難度。所以在動力總成懸置系統(tǒng)開發(fā)過程中，進行懸置支架的動剛度分析是非常有必要的。

2 動剛度基本理論

頻率響應(yīng)分析可以實現(xiàn)對結(jié)構(gòu)的動態(tài)特性分析,預(yù)測結(jié)構(gòu)的持續(xù)動力特性,驗證設(shè)計能否克服共振、疲勞及其受迫振動引起的結(jié)構(gòu)破壞，是計算線形結(jié)構(gòu)在穩(wěn)態(tài)振動激勵下的響應(yīng)的方法。對于線彈結(jié)構(gòu),一般采用粘性阻尼或結(jié)構(gòu)阻尼振動系統(tǒng)，阻尼的作用主要是轉(zhuǎn)移系統(tǒng)的能量，結(jié)構(gòu)阻尼主要是由于不完全彈性的結(jié)構(gòu)材料的內(nèi)摩擦和在結(jié)構(gòu)的固定連接處，接觸面之間的摩擦力引起的。根據(jù)汽車的結(jié)構(gòu)形式,對汽車車身采用結(jié)構(gòu)阻尼系統(tǒng)。在車身仿真分析中,車身的局部剛度常采用速度導納進行評價。對于速度頻率響應(yīng)分析,常把載荷輸入點與響應(yīng)點取同一點,稱為Driving Point Mobility,簡稱為Point Mobility。與Mobility密切相關(guān)的一個概念是動剛度，表征了結(jié)構(gòu)在動載荷作用下抵抗變形的能力，動剛度不足將對車身疲勞壽命和整車乘坐舒適性產(chǎn)生非常不利的影響。一般情況下，在能夠滿足工程要求的基礎(chǔ)上，懸置系統(tǒng)中隔振元件的Mobility設(shè)計的越高越好，而車身、車架等隔振件的連接件的Mobility設(shè)計的越小越好。

在分析動剛度時，一般使用模態(tài)頻率響應(yīng)分析法，模態(tài)頻率響應(yīng)分析的基本流程是先進行結(jié)構(gòu)的模態(tài)計算，然后調(diào)用模態(tài)計算的結(jié)果，考察在設(shè)定的所要分析的激振頻率范圍內(nèi)的頻率響應(yīng)。模態(tài)頻率響應(yīng)法計算響應(yīng)就是利用結(jié)構(gòu)的模態(tài)變形來減少方程數(shù)量及解耦運動方程的。通過模態(tài)頻率響應(yīng)分析可以求出結(jié)構(gòu)在多種頻率下的位移、速度、加速度響應(yīng)，得出響應(yīng)的頻率響應(yīng)曲線，進而實現(xiàn)對結(jié)構(gòu)的動態(tài)特性分析。

3 動剛度分析方法及有限元建模

運用基于Altair RADIOSS的模態(tài)頻率響應(yīng)方法可以考察底盤結(jié)構(gòu)對于整車的中低頻NVH性能的影響，并可指導用于改進整車NVH性能的底盤結(jié)構(gòu)的優(yōu)化措施，在設(shè)計階段解決潛在的NVH問題。

發(fā)動機是汽車的主要噪聲和振動源,發(fā)動機振動可以通過底盤傳到車身,并可在車內(nèi)產(chǎn)生噪音,嚴重地影響到了乘坐的舒適性。汽車很多振動噪聲的問題往往都可歸結(jié)到發(fā)動機振動上。因此,汽車發(fā)動機懸置安裝點的動態(tài)特性分析顯得非常重要。

發(fā)動機作用在懸置安裝點的載荷大小和方向具有隨汽車運行狀態(tài)而在寬頻內(nèi)變化的特征,因而要求該安裝點的剛度特性也應(yīng)具有隨頻率而變化的動態(tài)特性,即在低頻內(nèi)具有較大剛度來滿足由于工況變化和路面不平等低頻沖擊引起的過大位移時的平衡需要;同時在中、高頻內(nèi),又要求其剛度不應(yīng)該太大且具有合適的阻尼,以便衰減發(fā)動機傳入車身的振動。顯然,傳統(tǒng)的靜態(tài)剛度校核方式不能滿足上述要求,而且該方式也無法評價安裝點對整個車身振動和噪聲的聲振靈敏度。

為了獲得發(fā)動機懸置安裝點的速度響應(yīng)函數(shù),首先建立底盤結(jié)構(gòu)的有限元模型,并在懸置安裝點施加載荷,然后利用RADIOSS軟件的動力分析模塊求解分析。

采用Altair RADIOSS軟件的模態(tài)頻率響應(yīng)方法計算該安裝點的動態(tài)剛度。本文設(shè)定有限元分析條件如下：材料阻尼取0.06，約束安裝點123456，在驅(qū)動點的x\y\z方向上施加1N的激勵力,頻率范圍0~2000HZ,每隔2HZ輸出一個速度響應(yīng)。評判標準如下：按照公司商用車標準：支架各方向的動剛度應(yīng)該與目標線1000N/mm的交點位置應(yīng)該大于400HZ。

4 懸置支架動剛度分析實例

4.1 研究車型的噪聲現(xiàn)狀

我公司CN100配B15車型，從測試數(shù)據(jù)看在4200~4600和3200rpm處有明顯的噪音峰值，均超出了目標線范圍。如圖所示：

圖1 車內(nèi)噪聲曲線

造成這兩個轉(zhuǎn)速下噪聲峰值的原因，從以下頻譜分析圖可知是由于發(fā)動機左懸置支架共振操產(chǎn)生的，試驗測得共振頻率分別為288HZ左右，由于該車型所用發(fā)動機位4缸四沖程發(fā)動機，在4200rpm和4600rpm處二階頻率激振恰好是280HZ和307HZ，應(yīng)該是支架動剛度不足導致的共振問題。

圖2 噪聲頻譜圖

4.2原懸置支架動剛度分析

針對上述問題，根據(jù)Altair RADIOSS軟件，建立左懸置支架的有限元模型（見圖），其中網(wǎng)格以四邊形為主，三角形為輔。模型中采用計算中所使用的材料參數(shù)如下：鋼的材料參數(shù)：彈性模量：210Gpa，材料密度：7.8e-9ton/mm3，泊松比：0.3。
 
圖3 左懸置支架的有限元模型

采用AltairRADIOSS軟件的模態(tài)頻率響應(yīng)方法計算該安裝點的動態(tài)剛度。本文設(shè)定有限元分析條件如下：材料阻尼取0.06，約束安裝點123456，在驅(qū)動點的x\y\z方向上施加1N的激勵力,頻率范圍0~1000HZ,每隔2HZ輸出一個速度響應(yīng)。獲得原狀態(tài)支架的動剛度如下圖所示：

 圖4 原狀態(tài)支架的動剛度

從圖上可以看到，懸置支架x向和Y向的動剛度在300HZ處上穿了設(shè)計目標線1000N/mm,這兩個方向的動剛度無法滿足設(shè)計要求，導致了測試數(shù)據(jù)中280HZ和307HZ的噪聲峰值。要必要提高左側(cè)支架X和y向動剛度，減少振動傳遞。

4.3改進方案

由于該支架已經(jīng)開模，另外考慮到周邊邊界的約束，只能通過加厚板厚來提高支架的動剛度，這里我們把主板厚度由4mm改為5mm，把加強板1的厚度由4mm該位6mm，重新運行Altair RADIOSS求解改進方案的動剛度，得到的模態(tài)頻率速度響應(yīng)如圖所示：

圖5 改進方案的動剛度

由圖可見，新方案的支架x向和Y向的動剛度有了大約100HZ的提高，與1000N/MM的交點提高到400HZ附近，響應(yīng)峰值超過了400HZ,能有效起到隔離振動的效果。

4.4改進方案測試結(jié)果對比

按照4.2的改進方案制作了樣件，裝車進行測試，發(fā)現(xiàn)發(fā)動機支架加強后，其x、y方向共振頻率有明顯提高，對改善由原來左支架共振頻率過低所引起的噪聲產(chǎn)生了非常積極的效果。測試結(jié)果見圖6。改進后該車在4600rpm時噪音峰值消失，從而對整車的NVH性能有所改善。

圖6 改進方案測試結(jié)果

5 結(jié)論

通過計算實例分析,可知動剛度分析可以較早地預(yù)測結(jié)構(gòu)動態(tài)特性設(shè)計的不足，可以在開發(fā)的前期階段,重點對結(jié)構(gòu)進行修改,減少了后期階段設(shè)計難度。通過對關(guān)鍵點進行動剛度分析,為關(guān)鍵點減振提供了重要的理論依據(jù),同時可以縮短開發(fā)周期和降低開發(fā)成本。

參考文獻：

[1] 王學軍，張覺慧，陳曉宇.轎車車身動剛度優(yōu)化[J].上海汽車，2003.1：20-22

[2] 殷梅 王成龍，動剛度分析在底盤結(jié)構(gòu)件設(shè)計中的應(yīng)用，Altair 2010 HyperWorks技術(shù)大會論文集 2010

[3] 甘劍飛 徐有忠等，基于MSC．Nast r an的汽車動力總成懸置支架模態(tài)分析，第五屆中國CAE工程分析技術(shù)年會論文集

[4]徐賢發(fā) 王希誠等動剛度分析在汽車車身開發(fā)中的應(yīng)用研究，Altair 2009 HyperWorks 技術(shù)大會論文集
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