蔣振宇

(偉巴斯特車頂系統(tǒng)中國有限公司，上海 201108)

汽車天窗噪聲源介紹和模態(tài)分析與優(yōu)化

蔣振宇

(偉巴斯特車頂系統(tǒng)中國有限公司，上海 201108)

介紹汽車天窗噪聲源及應對措施，其中發(fā)動機和路面等激勵是引起天窗結構振動噪聲的一個重要噪聲源，解決此問題的方法就是使汽車天窗的固有頻率與激勵頻率之間差3 Hz以上。為了在汽車天窗前期開發(fā)階段利用CAE技術準確預測汽車天窗的固有頻率，進行了相關性研究，發(fā)現(xiàn)汽車天窗是一個高度非線性的系統(tǒng)，即隨著基礎激勵量級的增大，系統(tǒng)固有頻率減小，相對阻尼系數(shù)增大，同時也發(fā)現(xiàn)了在越低能量級激勵下掃頻測試得出的共振頻率和加速度響應與CAE結果差異越小。最后介紹了根據(jù)模態(tài)應變能結果優(yōu)化天窗模態(tài)的案例。

汽車天窗；振動；非線性；模態(tài)分析

0 引言

近年來中國汽車工業(yè)迅速發(fā)展，中國已成為世界上最大的汽車生產(chǎn)國和消費國。天窗版汽車成為多數(shù)購車者的首選,主要因為汽車天窗能夠有效地使車內空氣流通，增加新鮮空氣的進入，為車主帶來健康、舒適的享受。同時汽車車窗也可以開闊視野，也常用于滿足移動攝影攝像的拍攝需求。隨著汽車安全性、動力性的提升，消費者對汽車舒適性也有了較高的要求，天窗作為汽車的重要組成部分，其NVH (Noise， Vibration，Harshness)性能對乘員的舒適性有重要的影響。

1 汽車天窗噪聲

當天窗產(chǎn)生振動和噪聲的時候，首先必須尋找天窗振動噪聲源及產(chǎn)生機制，然后針對各種振動噪聲源采取相應對策。天窗噪聲振動激勵源主要有：發(fā)動機激勵、路面激勵、風扇等旋轉機械激勵、風激勵、摩擦和撞擊激勵。下面將簡單介紹這些振動源和應對措施。

1.1 發(fā)動機和路面等噪聲振動源

汽車在使用過程中，發(fā)動機和路面等激勵通過車輛的傳動系統(tǒng)、排氣系統(tǒng)和懸架系統(tǒng)，經(jīng)過車身傳給天窗，若天窗的固有頻率與發(fā)動機怠速和路面等激勵的頻率重合，將會導致明顯的振動或因為振動產(chǎn)生異響，如怠速時的轟鳴聲、加速時天窗的抖動等，這些天窗問題都會影響乘員的舒適性，從而影響消費者對整車質量的評價。因而，在天窗開發(fā)的過程中，天窗的模態(tài)成為一個關鍵的考核指標。

在整車開發(fā)前期階段，為了使各個系統(tǒng)的模態(tài)分離和解耦，必須制定整車模態(tài)規(guī)劃表來嚴格規(guī)范各個子系統(tǒng)的開發(fā)。因此在天窗前期開發(fā)階段，也必須基于整車的發(fā)動機類型、怠速范圍、風扇轉速、道路情況和天窗等因素，確定天窗各在各個狀態(tài)下的頻率，必須滿足一個重要的基本原則：天窗的固有頻率與激勵頻率之間要差3 Hz以上[1]。

發(fā)動機激勵源。對于汽車常用的四缸發(fā)動機來說，通常怠速轉速為750～850 r/min,怠速時的頻率為25～28 Hz;加速和巡航時候的轉速為1 000～6 000 r/min,其激勵頻率為33.3～200 Hz。

路面與輪胎激勵。與汽車行駛速度和輪胎尺寸大小有關，輪胎第一階動不平衡激勵頻率一般為10～20 Hz。

旋轉機械激勵源。風扇、發(fā)電機、水泵等旋轉機械的激勵通過車身傳給天窗,其中風扇的激勵最為常見。風扇的轉速范圍一般為1 500～3 000 r/min,對應的一階動平衡的頻率為25.5～50 Hz。

1.2 風激勵引起的噪聲振動源

在長時間的駕駛過程中，天窗打開可以改善車內的空氣質量,但是天窗的打開會引起氣動噪聲，它的頻率低(<20 Hz)強度卻很高(>100 dB),雖然它不易被人耳聽到，但是它產(chǎn)生的脈動壓力卻使駕乘人員感到煩躁和疲倦，影響駕乘的舒適性。由于天窗打開后，車廂內形成空腔。車外高速的氣流與車內相對靜止的氣體存在一個剪切層。當車內、外的氣流速度差超過一個臨界值后，剪切層就會處于不穩(wěn)定的狀態(tài)，最終形成漩渦，并周期性散發(fā)，當漩渦的發(fā)散頻率與車廂的空氣固有頻率一致時，就會產(chǎn)生風振噪聲[2]?？刂骑L振噪聲最基本的方法就是打破氣流在天窗前后邊緣的運動，或者不讓氣流吹到天窗。通常在天窗的前邊緣加擋風條和側邊加擋風板，分別如圖1和圖2所示。

圖1 天窗起翹擋風板

圖2 天窗全打開擋風條

1.3 摩擦和撞擊異響噪聲源

天窗異響噪聲是指汽車在行駛中或天窗在運動過程中出現(xiàn)的非正常、沒有規(guī)律的聲音。異響的隨機性強，重復一致性差。天窗的異響通常分為兩類：尖叫異響和撞擊異響。

尖叫異響通常是由于材料之間的摩擦而引起的聲音。比如某天窗運行停止和啟動的時候，機械組滑塊和導軌之間相互摩擦并存在黏滑效應，容易產(chǎn)生尖叫異響。

撞擊異響是指兩個零件相互發(fā)生碰撞而發(fā)出的敲擊聲。比如，汽車在凹凸路面行駛的時候，路面的沖擊會引起天窗遮陽板撞擊中橫梁，發(fā)出撞擊異響。

產(chǎn)生天窗異響的原因有很多,主要是：間隙設計不合理、尺寸公差控制不好、裝配精度不高和安裝不牢靠、接觸面材料兼容性差、結構的剛度和模態(tài)不合理等。

天窗異響通常通過試驗來識別，也可以通過CAE來預測。試驗識別異響主要是在實際的道路和試驗室臺架的兩個環(huán)境中通過主觀評價和客觀測試來識別異響。異響CAE分析主要通過剛度和模態(tài)等分析方法。比如天窗版汽車在道路上進行風載測試時，天窗的整體剛度不足導致天窗密封條與車頂之間產(chǎn)生縫隙，車外的噪聲就會穿過此縫隙傳到車內，這種透過縫隙的噪聲就被定義為氣吸噪聲，因此可以通過CAE分析天窗在高速風載下密封條與車頂之間是否有間隙，就可以預測天窗的氣吸噪聲。還有關于天窗密封條在天窗開啟過程中是否產(chǎn)生噪聲，請參閱文獻[3]。

2 汽車天窗掃頻測試

正如前面所述，在汽車天窗開發(fā)階段，天窗的固有頻率成為一個重要的指標。為了在天窗前期開發(fā)階段能夠利用CAE技術校核天窗的固有頻率，首先需要驗證CAE分析的可信度。某公司在2013年選取了某款汽車天窗為研究對象，進行了天窗固有頻率測試，同時也進行了相應的頻率響應CAE分析。下面先簡單介紹天窗固有頻率測試。

2.1 振動臺掃頻測試

振動臺掃頻激勵是測試系統(tǒng)固有頻率和阻尼的常見方法，其測試方法可以概括為：用振動臺以基礎激勵的方式對天窗進行正弦掃頻激勵，掃頻范圍為10～100 Hz，振動量級為：0.9g、0.5g、0.1g、0.05g(g=9.8 m/s2,下同)。掃頻測試裝置如圖3所示。

圖3 天窗掃頻測試裝置圖

在對實驗數(shù)據(jù)進行分析時，將天窗系統(tǒng)簡化為彈簧、阻尼器、質量塊的單自由度模型，其結構加速度響應相對于基礎的振幅放大因子β及最大值βmax為[4]：

(1)

(2)

式中：ξ為相對阻尼系數(shù)；ωn為無阻尼系數(shù)的固有頻率。對于小阻尼系數(shù)，式(3)可以近似寫成：

βmax≈1/(2ξ)

(3)

(4)

圖4 頻譜圖半功率帶寬點示意圖

對汽車天窗進行了不同能量下的激勵測試，其中0.05g測試結果如圖5所示，表1列出了在不同振動能量級下天窗系統(tǒng)固有頻率及相對阻尼系數(shù)的實驗結果。

圖5 0.05g正弦激勵下掃頻結果

振動量級固有頻率/Hz相對阻尼系數(shù)0.9g25.10.0460.5g27.70.0390.1g30.50.0310.05g32.20.025

從表1可以看出：隨著基礎激勵量級的增大，系統(tǒng)固有頻率減小，相對阻尼系數(shù)增大，呈現(xiàn)出較明顯非線性現(xiàn)象，即“頻率漂移”現(xiàn)象。

2.2 影響因素

汽車天窗中使用了大量的金屬、玻璃、塑料和橡膠等多種材料，通常由幾百個零件組成，機構的運動主要是通過接觸來連接的。影響天窗頻率非線性的主要因素是材料和接觸的非線性，其中接觸連接非線性是造成“頻率漂移”的主要原因。

任何材料特別是塑料和橡膠在大變形的情況下不滿足胡克定律，即受力和變形或應力和應變是非線性關系。

汽車天窗運動是通過接觸來連接，隨著振動量級的增加，接觸之間就會出現(xiàn)間隙，因此汽車天窗存在接觸連接非線性。

因此在測試天窗的固有頻率時，激勵能量應盡可能小，否則天窗表現(xiàn)出明顯的非線性現(xiàn)象。

3 汽車天窗頻率響應CAE分析

頻率響應CAE分析是用來分析結構在簡諧激勵作用下的響應。這種激勵可以是外部載荷力或者力矩，也可以是強迫位移、速度或者加速度，載荷通過指定特定頻率下的幅值來定義。頻率響應分析可以使用直接法和頻率法進行計算，其中,模態(tài)頻率響應利用結構的模態(tài)振型來對耦合運動方程進行縮減和解耦,求解效率高。由于天窗模型的計算量較大,故采用高效的模態(tài)頻率響應方法更為合適。約束天窗與車身連接點的所有自由度，在連接處施加0.05g振動激勵，振動頻率范圍和模態(tài)阻尼系數(shù)與實驗一致，分別為10～100 Hz和0.025，圖6是天窗第1階模態(tài)圖，圖7是天窗在0.05g正弦激勵下CAE掃頻結果。通過試驗和仿真結果對比可知：采用CAE頻率響應分析得出的共振頻率與加速度響應差異較小，驗證了有限元模型的有效性和分析的準確性。

圖6 天窗第1階模態(tài)圖

圖7 0.05g激勵下CAE掃頻結果

4 汽車天窗模態(tài)優(yōu)化案例

在對天窗模態(tài)進行結構優(yōu)化前，必須找到天窗結構薄弱部位。在工程上，通常在CAE分析中輸出各階模態(tài)的應變能分布，找出天窗的薄弱部位，進而從本質上對天窗進行模態(tài)優(yōu)化。

4.1 模態(tài)應變能基本理論

應變能是指物體在變形的過程中儲存在物體內部的勢能，利用振型和剛度計算得到的應變能稱為模態(tài)應變能[5]。在文獻[6]中，應變模態(tài)可以識別結構局部剛度性能的變化，準確指示系統(tǒng)剛度變化的部位。

無阻尼多自由度系統(tǒng)第i階模態(tài)特征方程：

(5)

式中：左端表示結構的彈性恢復向量，右端表示慣性力向量。根據(jù)達朗貝原理，可以認為彈性變形是由慣性力的作用而引起的。彈性恢復力應變形式表示為：

(6)

式中：m為結構構件數(shù)；VK為第K個構件的體積；D為本構矩陣；φiK為第K個構件第i階模態(tài)的應變分布。在有限元軟件中求取各階模態(tài)應變能分布比較容易實現(xiàn)。利用各階模態(tài)應變能分布，找出彈性位移變化比較大處，通過加強模型局部的部分，對結構進行優(yōu)化。下面將以某款汽車天窗為例，介紹根據(jù)模態(tài)應變能結果優(yōu)化天窗模態(tài)的案例。

4.2 汽車天窗模態(tài)優(yōu)化案例

對某款天窗進行了有限元求解，讀取模態(tài)應變能結果，其應變能分布如圖8所示。

圖8 原始結構第一階模態(tài)結果

從圖8可以看出：機械組懸臂跟部和玻璃框架支架應變能分布比較集中，說明此區(qū)域剛度相對較弱。通過優(yōu)化此區(qū)域提高天窗的模態(tài)，具體的方案如9所示。

圖9 天窗模態(tài)優(yōu)化結構圖

天窗經(jīng)過優(yōu)化后，天窗在打開的模態(tài)提高了1.4 Hz,應變能集中現(xiàn)象得到改善，天窗的模態(tài)提高了8%，CAE結果如圖10所示。

圖10 優(yōu)化后第一階模態(tài)結果

5 汽車天窗NVH的其他研究

汽車天窗NVH的其他研究包括：天窗異響CAE預測；汽車天窗風噪研究和CFD仿真。

6 結論

(1)全面介紹了汽車天窗噪聲源及應對策略，為以后快速、準確地解決汽車天窗噪聲奠定了一定的基礎。

(2)通過對汽車天窗的正弦掃頻實驗，發(fā)現(xiàn)天窗在不同振動量級下呈現(xiàn)出比較明顯的非線性，即隨著基礎激勵量級的增大，系統(tǒng)固有頻率減小，相對阻尼系數(shù)增大，因此汽車天窗是一個高度非線性的系統(tǒng)。而CAE模態(tài)分析假設系統(tǒng)是線性的、定常與穩(wěn)定的時不變系統(tǒng)，因此在越小能量(比如 0.05g)激勵下天窗掃頻測試得出的共振頻率與加速度響應就會與CAE頻率響應結果差異越小,實驗也證明了此推論是正確的。

(3)文中還介紹了利用應變能結果優(yōu)化汽車天窗模態(tài)的案例，通過對模態(tài)變能進行集中區(qū)域的應變能進行合理的疏導和分流，最終使汽車天窗的模態(tài)值提高了1.4 Hz。

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VehicleSunroofNoiseSourcesIntroductionandModalAnalysisOptimization

JIANG Zhenyu

(Webasto Roof China Co., Ltd., Shanghai 201108, China)

The vehicle sunroof noise sources and solutions were introduced. It was one of important sunroof structural noise which caused by engine and road excitation. In order to solve the structure resonance problem, the gap between the excited frequency and structural natural frequency should be more than 3 Hz at least. In the early stage of sunroof development, in order to accurately predict sunroof natural frequency with CAE, natural frequency test and CAE analysis based on one sunroof were made. It is found that the sunroof is a highly nonlinear system, the higher the excitation energy, the smaller the sunroof natural frequency, the bigger the relative damping coefficient. And there is good correlation between the CAE results and frequency sweep test based on lower energy exciting. Finally, a sunroof modal optimization case based on modal strain energy results was introduced.

Vehicle sunroof; Vibration; Nonlinearity; Modal analysis

TH113.1

A

1674-1986(2017)09-028-05

10.19466/j.cnki.1674-1986.2017.09.006

2017-05-22

蔣振宇(1977—)，男，碩士，高級工程師，研究方向為結構耐久，安全和NVH分析與優(yōu)化等。E-mail：Michael.Jiang@webasto.com。