李世杰，馬金艷，李 琦，鄭紅偉

（1.河北工業(yè)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，天津300130；2.中國(guó)汽車技術(shù)研究中心有限公司，天津300000）

1 引言

異響是汽車NVH（Noise、Vibration、Harshness）性能開發(fā)的重要內(nèi)容之一。國(guó)內(nèi)對(duì)于汽車異響的研究起步較晚，針對(duì)異響問題的解決措施大多是在產(chǎn)品設(shè)計(jì)后期依靠異響試驗(yàn)制定。個(gè)別企業(yè)會(huì)通過CAE 仿真進(jìn)行間接模態(tài)分析以降低局部振幅，但這種間接方法對(duì)于異響問題的識(shí)別及預(yù)防沒有直觀的效果。國(guó)外對(duì)于異響問題的研究比較深入，對(duì)于異響的識(shí)別及預(yù)防提出很多方法，并已開始通過計(jì)算部件間隙的相對(duì)位移來進(jìn)行異響診斷，但是并未形成一套完整可靠的異響控制方法。

對(duì)于電動(dòng)SUV 來說，沒有了發(fā)動(dòng)機(jī)的噪聲掩蓋，內(nèi)飾件的異響成為噪聲的主要來源之一。另外，汽車輕量化也使得異響出現(xiàn)的概率大大增加。異響是顧客不希望聽到的聲音，顧客對(duì)異響的產(chǎn)生會(huì)有極大的反感，甚至?xí)?duì)汽車的質(zhì)量產(chǎn)生質(zhì)疑。因此，當(dāng)前對(duì)異響問題進(jìn)行預(yù)防及控制是必不可少的[1]。課題中以副儀表板為研究對(duì)象進(jìn)行異響分析，通過卡扣剛度試驗(yàn)結(jié)合CAE 仿真分析，根據(jù)課題要求的副儀表板模態(tài)目標(biāo)值，通過模態(tài)分析找出容易出現(xiàn)的異響風(fēng)險(xiǎn)點(diǎn)，并對(duì)其進(jìn)行模態(tài)優(yōu)化分析。針對(duì)模態(tài)已達(dá)標(biāo)的模型在SNRD中基于E_Line 建模法對(duì)存在異響風(fēng)險(xiǎn)的邊界進(jìn)行異響分析，使副儀表板異響問題在前期設(shè)計(jì)階段降到最低。

2 異響產(chǎn)生機(jī)理及原因

圖1（Buzz、Squeak、Rattle）異響示意圖Fig.1（Buzz，Squeak，Rattle）Schematic Diagram

異響問題產(chǎn)生的機(jī)理主要有三類，其運(yùn)動(dòng)示意圖，如圖1 所示。（1）由于結(jié)構(gòu)振動(dòng)或共振而發(fā)出的嗡嗡聲，即振動(dòng)異響（Buzz）；（2）由于兩個(gè)或兩個(gè)以上部件表面接觸滑動(dòng)、摩擦產(chǎn)生的尖銳的吱吱聲，即摩擦異響（Squeak）；（3）由于相鄰零部件之間撞擊而產(chǎn)生的咔嗒聲，即敲擊異響（Rattle）[2]。零部件的尺寸公差、裝配精度、接觸面材料的兼容性、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和產(chǎn)品質(zhì)量問題等是引起異響的主要原因。對(duì)于汽車副儀表板這種內(nèi)飾件來說，其結(jié)構(gòu)部件多為塑料件，各部件之間大多是通過卡扣卡接或者是螺釘緊固等方式固定。但這種卡接緊固方式容易造成異響問題，其原因只要有以下幾點(diǎn)：（1）部件通過卡扣卡接，當(dāng)汽車行駛時(shí)受到路面激勵(lì)時(shí)，這些卡接部位容易發(fā)生相對(duì)位移；（2）當(dāng)塑料件在外界溫度變化及受到變動(dòng)載荷時(shí)，在卡接緊固部位的間隙產(chǎn)生變化導(dǎo)致連接松動(dòng)使部件產(chǎn)生相對(duì)運(yùn)動(dòng)極易出現(xiàn)摩擦或敲擊異響；（3）內(nèi)飾件總成（如主、副儀表板）結(jié)構(gòu)本身的存在弱點(diǎn)，使其極易產(chǎn)生共振異響[3-8]。因此，為降低因卡接緊固造成的異響問題，對(duì)課題中副儀表板所使用卡扣的動(dòng)態(tài)剛度進(jìn)行了試驗(yàn)測(cè)試。

3 卡扣剛度試驗(yàn)

在進(jìn)行CAE 分析過程中，卡扣插拔方向的剛度對(duì)分析結(jié)果影響較大，又考慮到工裝加工精度和數(shù)據(jù)結(jié)果可靠性的問題，本課題中卡扣的動(dòng)態(tài)剛度試驗(yàn)只進(jìn)行了插拔方向的測(cè)試?？凼芰Ψ较蚣翱墼囼?yàn)機(jī)，如圖2 所示。

圖2 卡扣受力方向及卡扣試驗(yàn)機(jī)Fig.2 Buckle Force Direction and Buckle Testing Machine

在試驗(yàn)室室內(nèi)溫度為（22±2）℃的環(huán)境下進(jìn)行卡扣剛度試驗(yàn)，試驗(yàn)卡扣動(dòng)態(tài)剛度測(cè)試結(jié)果曲線，如圖3 所示。

圖3 試驗(yàn)卡扣剛度曲線Fig.3 Stiffness Curves of Testing Buckle

為模擬卡扣在實(shí)際工況下會(huì)受到的激勵(lì)和壓縮量，依據(jù)經(jīng)驗(yàn)對(duì)卡扣動(dòng)態(tài)剛度的測(cè)試激振頻率為（1～100）Hz，壓縮量幅值為0.1mm，預(yù)載為0N。試驗(yàn)卡扣動(dòng)態(tài)剛度值結(jié)果，如表1 所示。其中X、Y向卡扣剛度為經(jīng)驗(yàn)值。

表1 試驗(yàn)卡扣剛度值Tab.1 Testing Buckles Stiffness Value

4 有限元分析

4.1 有限元建模

在Hypermesh 環(huán)境下，對(duì)該課題中副儀表板進(jìn)行有限元建模。為準(zhǔn)確反映實(shí)車結(jié)構(gòu)與力學(xué)特性，該副儀表板有限元模型采用（5*5）mm 的殼單元進(jìn)行模擬，結(jié)合卡扣剛度試驗(yàn)，對(duì)副儀表板卡扣連接采用RBE3+CBUSH+RBE3 單元進(jìn)行模擬（CBUSH 剛度值為試驗(yàn)值，如表1 所示。在螺釘緊固部位采用RBE2 單元進(jìn)行模擬。另外，本課題中副儀表板采用的是滑軌式，依據(jù)實(shí)際運(yùn)動(dòng)情況，對(duì)部分卡接部件部位釋放自由度[9]。

4.2 邊界條件設(shè)置

異響是一種由低頻振動(dòng)引起的高頻噪聲，對(duì)于異響分析只關(guān)注（0～100）Hz 以內(nèi)的模態(tài)。依據(jù)經(jīng)驗(yàn)，副儀表板各子部件關(guān)注模態(tài)集中在（0～50）Hz，因此本課題副儀表板模態(tài)分析頻率范圍設(shè)置為（0～50）Hz。為了能真實(shí)反映副儀表板與車身的連接狀態(tài)，分析中對(duì)副儀表板總成進(jìn)行SPC 全約束處理，副儀表板（Console）有限元模型，如圖4 所示。

圖4 副儀表板有限元模型及邊界約束Fig.4 Finite Element Model and Boundary Constraints of Console

4.3 模態(tài)分析

模態(tài)分析是研究機(jī)械結(jié)構(gòu)固有振動(dòng)特性的一種近似方法，每階模態(tài)都有其特定的固有頻率、阻尼比及模態(tài)振型。對(duì)于副儀表板的模態(tài)分析可以忽略阻尼，其動(dòng)力學(xué)方程可表示為：

式中：［M］—質(zhì)量矩陣；［K］—?jiǎng)偠染仃?；｛x｝—位移；｛φ｝—模態(tài)向量；ω—模態(tài)頻率；由以上述公式即可得出，只要有振動(dòng)產(chǎn)生就會(huì)產(chǎn)生位移。

若設(shè)置系統(tǒng)有n階振動(dòng)系統(tǒng)，可以求出系統(tǒng)有n個(gè)特征值（頻率）以及n個(gè)特征向量（振型）[10]。本課題車型為電動(dòng)SUV，其零部件振動(dòng)主要來自路面激勵(lì)。為了減少副儀表板總成振動(dòng)，保證其振動(dòng)頻率平緩，降低其異響風(fēng)險(xiǎn)性，依據(jù)課題要求和經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)積累以及參照其它車型整體模態(tài)目標(biāo)值，設(shè)定副儀表板在約束狀態(tài)下的整體模態(tài)頻率目標(biāo)值為不低于25Hz。副儀表板模態(tài)計(jì)算結(jié)果振型，如圖5 所示。

圖5 副儀表板模態(tài)振型及應(yīng)變能圖Fig.5 Console Mode and Strain Energy Chart

4.4 優(yōu)化分析

通過副儀表板模態(tài)振型、應(yīng)變能云圖及對(duì)應(yīng)的模態(tài)頻率分析得出，副儀表板的整體模態(tài)為22.76Hz 尚未達(dá)到目標(biāo)值（25Hz），存在較大的異響風(fēng)險(xiǎn)，為降低異響風(fēng)險(xiǎn)性需要采取相應(yīng)優(yōu)化方案對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化分析。

（1）對(duì)副儀表板的整體模態(tài)振型分析得出，在副儀表板底部上下振動(dòng)幅度較大，且面積較大，缺少剛度加強(qiáng)結(jié)構(gòu)，極易產(chǎn)生敲擊異響。

優(yōu)化方案一：在基礎(chǔ)板模型BASE 基礎(chǔ)上，將副儀表板下圖所示部位增加四個(gè)螺栓連接，對(duì)其進(jìn)行緊固處理，如圖6（a）所示。優(yōu)化方案OPT1，如圖6（b）所示。對(duì)副儀表板實(shí)施優(yōu)化方案一后，副儀表板整體模態(tài)為22.98Hz，提升0.22Hz。

圖6 增加四個(gè)螺柱優(yōu)化方案（一）Fig.6 Optimization Scheme of Adding Four Studs（1）

（2）通過分析副儀表板結(jié)構(gòu)，根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)原則發(fā)現(xiàn)副儀表板底部?jī)蓚?cè)螺釘分布位置不合理。

優(yōu)化方案二：在優(yōu)化方案OPT1 基礎(chǔ)上，將副儀表板左右兩側(cè)各增加一個(gè)螺釘緊固，如圖7（a）所示。優(yōu)化方案OPT2，如圖7（b）所示。對(duì)副儀表板實(shí)施優(yōu)化方案OPT2 后，副儀表板整體模態(tài)為25.05Hz，提升2.07Hz，已達(dá)標(biāo)。

圖7 增加四個(gè)螺柱優(yōu)化方案（二）Fig.7 Optimization Scheme of Adding Four Studs（2）

（3）為驗(yàn)證優(yōu)化方案效果的可靠性，將副儀表板左右兩側(cè)原有螺釘孔前移至優(yōu)化方案OPT2 中添加螺釘?shù)南鄳?yīng)位置，如圖（8）所示。優(yōu)化方案CASE1，如圖8（b）所示。副儀表板整體模態(tài)為24.66Hz，提升1.90Hz，方案有效，為節(jié)省成本可取代OPT2。

圖8 螺柱前移驗(yàn)證優(yōu)化方案Fig.8 The Stud Forward Movement Verifies the Optimization Scheme

（4）為了研究副儀表板產(chǎn)生異響的原因，根據(jù)基礎(chǔ)版模態(tài)振型我們猜想卡扣的剛度可能是導(dǎo)致副儀表板整體模態(tài)偏低的原因之一。為此，將卡扣卡接通過RBE3+CBUSH+RBE3 單元模擬修改為RBE3+RBE2+RBE3 單元模擬（優(yōu)化方案四），其它條件不變，并對(duì)其實(shí)行上述優(yōu)化方案后副儀表板模態(tài)已達(dá)標(biāo)，其相應(yīng)的模態(tài)振型圖，如圖9 所示。綜合考慮經(jīng)濟(jì)性、有效性、可實(shí)施性以及可靠性，對(duì)副儀表板整體模態(tài)提出以上四種優(yōu)化方案中，優(yōu)化方案OPT1、CASE1已被采用實(shí)施。

圖9 模態(tài)振型及應(yīng)變能圖Fig.9 Mode and Strain Energy Chart

4.5 異響分析

直接異響分析研究的主要是Rattle 與Squeak 兩種，這兩種異響問題主要與部件之間的相對(duì)運(yùn)動(dòng)有關(guān)，通過瞬態(tài)響應(yīng)分析，計(jì)算模型相鄰部件之間的相對(duì)運(yùn)動(dòng)位移，結(jié)合材料兼容特性與環(huán)境，對(duì)潛在異響問題點(diǎn)進(jìn)行分析、并及時(shí)驗(yàn)證及整改風(fēng)險(xiǎn)點(diǎn)。

在對(duì)副儀表板進(jìn)行直接異響分析之前的準(zhǔn)備工作如下：（1）進(jìn)行異響分析是在副儀表板模態(tài)達(dá)標(biāo)的前提下進(jìn)行；（2）根據(jù)課題需要，對(duì)相似車型的副儀表以不同車速在不同道路路況下進(jìn)行實(shí)車路譜的采集。其中對(duì)副儀表板的載荷路譜激勵(lì)點(diǎn)位置，如圖10 所示。（3）根據(jù)課題提供的副儀表板內(nèi)飾設(shè)計(jì)公差規(guī)范（DTS）對(duì)副儀表板內(nèi)飾件間的存在異響風(fēng)險(xiǎn)的邊界按照異響產(chǎn)生機(jī)理進(jìn)行邊界挑選；（4）對(duì)存在摩擦異響（Squeak）風(fēng)險(xiǎn)的內(nèi)飾邊界通過使用ZINS Ziegler SSP-01 材料試驗(yàn)機(jī)，如圖11 所示。獲得不同溫度、濕度條件下的單個(gè)脈沖滑動(dòng)位移，如圖12 所示。將挑選好的DTS、材料對(duì)脈沖率、載荷路譜輸入SNRD 模塊中利用E_Line 建模法對(duì)副儀表板進(jìn)行異響分析，經(jīng)分析得出存在異響風(fēng)險(xiǎn)的邊界，如圖13 所示（一個(gè)區(qū)域存在Rattle 風(fēng)險(xiǎn)）。本次分析中針對(duì)存在Rattle 風(fēng)險(xiǎn)的邊界對(duì)其進(jìn)行DTS 下偏差調(diào)整優(yōu)化，優(yōu)化結(jié)果，如圖14 所示。由上圖優(yōu)化結(jié)果可得出，副儀表板的子系統(tǒng)部件的間隙設(shè)計(jì)過小，設(shè)計(jì)間隙過小也是引起敲擊異響的重要原因之一。

圖10 副儀表板載荷路譜采集激勵(lì)點(diǎn)Fig.10 Acquisition of Excitation Points for Console Spectrum

圖11 ZINS Ziegler SSP-01 材料試驗(yàn)機(jī)Fig.11 ZINS Ziegler SSP-01 Material Testing Machine

圖12 單個(gè)脈沖滑動(dòng)位移Fig.12 Single Pulse Sliding Displacement

圖13 Rattle 分析結(jié)果Fig.13 Rattle Analysis Results

圖14 Rattle 優(yōu)化分析結(jié)果Fig.14 Rattle Optimization Analysis Results

5 結(jié)論

從異響產(chǎn)生機(jī)理及原因角度出發(fā)，以某款電動(dòng)SUV 的副儀表板為研究對(duì)象，對(duì)其進(jìn)行了卡扣剛度試驗(yàn)、路譜采集試驗(yàn)，通過模態(tài)及模態(tài)優(yōu)化分析、異響分析，最終使副儀表板整體模態(tài)達(dá)到目標(biāo)值，并針對(duì)直接異響分析得出的異響風(fēng)險(xiǎn)邊界提出修正風(fēng)險(xiǎn)邊界DTS 的優(yōu)化措施。通過對(duì)本課題研究分析得出：在新車型開發(fā)初期，運(yùn)用試驗(yàn)法、間接與直接異響分析對(duì)副儀表板總成異響風(fēng)險(xiǎn)進(jìn)行有意識(shí)的評(píng)估、預(yù)防及控制，可有效減少后期重復(fù)修改的成本和工作時(shí)間。