周安勇 侯 蕾 劉旌揚(yáng)

（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(diǎn)，振動(dòng)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(jì)中，一些關(guān)鍵點(diǎn) （主要包括發(fā)動(dòng)機(jī)懸置點(diǎn)、減振器安裝點(diǎn)、拖曳臂安裝點(diǎn)及副車架接附點(diǎn)等）是向車身傳遞振動(dòng)的主要來源[1]。白車身關(guān)鍵點(diǎn)動(dòng)剛度對(duì)車身的振動(dòng)和疲勞破壞有重要的影響。白車身接附點(diǎn)局部動(dòng)剛度考察的是在所關(guān)注的頻率范圍內(nèi)該接附點(diǎn)局部區(qū)域的動(dòng)剛度水平。動(dòng)剛度與結(jié)構(gòu)傳入的能量成反比，因此關(guān)鍵連接點(diǎn)的動(dòng)剛度需要足夠大以減少結(jié)構(gòu)傳入的能量；動(dòng)剛度過低易引起更大的振動(dòng)噪聲。因此，該性能指標(biāo)對(duì)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(jì)階段的某轎車為研究對(duì)象，進(jìn)行白車身關(guān)鍵點(diǎn)動(dòng)剛度分析、優(yōu)化、測(cè)試及對(duì)比。

2 基本理論及有限元建模

2.1 基本理論

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

對(duì)車身進(jìn)行動(dòng)剛度分析時(shí)，輸入為源點(diǎn)單位力，輸出為源點(diǎn)加速度響應(yīng)，源點(diǎn)加速度曲線則稱為IPI曲線。IPI的計(jì)算公式為[2]:

式中，F(xiàn)為質(zhì)量塊安裝點(diǎn)所受載荷；K為質(zhì)量塊安裝點(diǎn)動(dòng)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(jìn)一步可以得到源點(diǎn)加速度導(dǎo)納曲線，即動(dòng)剛度曲線。該曲線是用于考察車身與發(fā)動(dòng)機(jī)、懸架連接點(diǎn)等局部動(dòng)剛度的重要指標(biāo)。

為更加直觀地看出各個(gè)關(guān)鍵點(diǎn)的動(dòng)剛度，并方便與參考值進(jìn)行比較，對(duì)分析得到的動(dòng)剛度曲線進(jìn)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(gè)具體數(shù)值，稱為等效動(dòng)剛度，單位為N/mm或N/m。

等效動(dòng)剛度的計(jì)算公式為:

式中，n為頻率個(gè)數(shù)；IPI（f）為對(duì)應(yīng)頻率下的源點(diǎn)加速度響應(yīng)值。

2.2 有限元建模及動(dòng)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(duì)某車輛的白車身進(jìn)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(diǎn)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(gè)，體單元57383個(gè)。

白車身動(dòng)剛度分析的加載點(diǎn)與響應(yīng)點(diǎn)相同，即為車身關(guān)鍵接附點(diǎn)（圖2），其包括動(dòng)力總成懸置車身側(cè)安裝點(diǎn)、前后副車架安裝點(diǎn)、減振器彈簧安裝點(diǎn)、拖曳臂安裝點(diǎn)及排氣吊耳安裝點(diǎn)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(jì)算白車身接附點(diǎn)動(dòng)剛度。在0～200 Hz頻率范圍內(nèi)考慮X、Y、Z 3個(gè)方向的動(dòng)剛度屬性，結(jié)構(gòu)阻尼為3%，輸出對(duì)應(yīng)方向的加速度響應(yīng)。計(jì)算結(jié)果通過數(shù)據(jù)處理得到IPI曲線，再經(jīng)過進(jìn)一步后處理可以得到動(dòng)剛度曲線和等效動(dòng)剛度值等。

3 IPI分析結(jié)果

將此白車身接附點(diǎn)動(dòng)剛度計(jì)算結(jié)果與參考值曲線對(duì)比，以確定該點(diǎn)在某頻率下峰值是否超出參考值曲線，每個(gè)接附點(diǎn)經(jīng)過3個(gè)方向的對(duì)比分析得出。右側(cè)動(dòng)力總成車身側(cè)懸置支架安裝點(diǎn)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(jì)算得到的動(dòng)剛度曲線如圖4所示。由圖4可知，Y向動(dòng)剛度偏小，其大部分在4000 N/mm的參考線下方。

4 評(píng)價(jià)方法及試驗(yàn)

4.1 評(píng)價(jià)方法

以白車身右懸置安裝點(diǎn)的IPI曲線為例，可知發(fā)動(dòng)機(jī)右懸置Y向在20 Hz以上大部分頻率范圍的源點(diǎn)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(diǎn)。

根據(jù)公式（2）和公式（3）計(jì)算得到發(fā)動(dòng)機(jī)右側(cè)懸置接附點(diǎn)在0～200 Hz頻率范圍內(nèi)的等效動(dòng)剛度值，如表1所列。

表1 右懸置接附點(diǎn)等效動(dòng)剛度值 N/mm

對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)右懸置支架進(jìn)行優(yōu)化時(shí)，考慮到Y(jié)向等效動(dòng)剛度僅為2617 N/mm，相對(duì)較弱，則在支架的上方沿著Y向增加支架連接加強(qiáng)板，模擬Y向結(jié)構(gòu)的強(qiáng)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(diǎn)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(diǎn)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(shí)計(jì)算出等效動(dòng)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(dá)到參考標(biāo)準(zhǔn)4000 N/mm的等效動(dòng)剛度值目標(biāo)，因此在第1步優(yōu)化的基礎(chǔ)上，進(jìn)一步對(duì)右懸置支架本體及支架連接加強(qiáng)板進(jìn)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(qiáng)板上加筋，并對(duì)加強(qiáng)板進(jìn)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(dòng)剛度計(jì)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(diǎn)Y向動(dòng)剛度曲線圖，可知優(yōu)化后的動(dòng)剛度較優(yōu)化前有所提高。由公式（2）及公式（3）計(jì)算得到優(yōu)化后的右懸置支架接附點(diǎn)Y向的等效動(dòng)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(dòng)剛度值也得到提高，滿足了等效動(dòng)剛度值為4000 N/mm的參考目標(biāo)值。

4.2 試驗(yàn)驗(yàn)證

將優(yōu)化后的動(dòng)力總成右懸置支架安裝于車身上進(jìn)行動(dòng)剛度試驗(yàn)。利用LMS Test.lab Impact Testing模塊對(duì)車身接附點(diǎn)進(jìn)行錘擊激勵(lì)，并在相對(duì)應(yīng)的接附點(diǎn)分別布置3向加速度傳感器。經(jīng)在整車車身上接附點(diǎn)試驗(yàn)，得到試驗(yàn)結(jié)果與CAE仿真分析IPI結(jié)果對(duì)比圖（以右懸置接附點(diǎn)Y向?yàn)槔┤鐖D9所示，試驗(yàn)與CAE分析的動(dòng)剛度曲線結(jié)果對(duì)比圖如圖10所示。通過試驗(yàn)與仿真對(duì)比，驗(yàn)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(diǎn)動(dòng)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(duì)白車身關(guān)鍵點(diǎn)動(dòng)剛度進(jìn)行CAE分析，得到車身接附點(diǎn)的動(dòng)剛度屬性。針對(duì)動(dòng)剛度薄弱點(diǎn)進(jìn)行2次優(yōu)化設(shè)計(jì)，然后對(duì)更改后的車身進(jìn)行錘擊試驗(yàn)，將試驗(yàn)結(jié)果和與CAE分析結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，驗(yàn)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(dòng)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(dòng)——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(diǎn)局部動(dòng)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(diǎn)動(dòng)剛度分析與優(yōu)化.中國機(jī)械工程，2010，21（6）.