劉保公，錢銀超，劉向征，譚東升

（廣州汽車集團(tuán)股份有限公司汽車工程研究院，廣東 廣州 511400）

目前，汽車市場(chǎng)消費(fèi)者對(duì)汽車舒適性要求越來(lái)越高，其中汽車噪聲、振動(dòng)與聲振粗糙度（Noise, Vibration, Harshness, NVH）性能是衡量汽車舒適性能的重要指標(biāo)之一。據(jù)統(tǒng)計(jì)，汽車異響問(wèn)題中儀表板系統(tǒng)異響問(wèn)題占比較大，因此，汽車內(nèi)飾異響問(wèn)題在車型開(kāi)發(fā)中被重視的程度越來(lái)越高，并且更多實(shí)踐表明在車型研發(fā)初期針對(duì)異響問(wèn)題的研究更有助于避免異響的風(fēng)險(xiǎn)。

研究表明，車身異響的分類大概分為摩擦異響、共振異響、敲擊異響。本文主要研究由于儀表板內(nèi)部結(jié)構(gòu)連接性能不足造成的共振異響及敲擊異響。其中用到的仿真分析方法為間接法，包括模態(tài)分析、速度傳遞函數(shù)（Velocity Transfer Function, VTF）和噪聲異響（Squeak&Rattle, SR）分析，并結(jié)合實(shí)際模態(tài)試驗(yàn)驗(yàn)證了分析模型的準(zhǔn)確性，并根據(jù)分析結(jié)果有針對(duì)性的進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)。

針對(duì)內(nèi)飾異響的前期預(yù)測(cè)工作，國(guó)內(nèi)外進(jìn)行了大量的研究工作，其中JENS W 提出了利用仿真分析的方法，通過(guò)對(duì)比零部件間的相對(duì)位移與尺寸技術(shù)規(guī)范（Dimensional Technical Specification, DTS）的關(guān)系來(lái)預(yù)測(cè)異響的方法[1]；中汽研王亞超等[2]針對(duì)儀表板結(jié)構(gòu)通過(guò)建立E-Line模型根據(jù)零部件間位移的變化有效判斷出了異響的風(fēng)險(xiǎn)及邊界位置；尹建偉等[3]利用ANSA軟件在項(xiàng)目前期對(duì)儀表板進(jìn)行異響分析預(yù)測(cè)；朱翔麟、張華等[4]利用降低卡扣處VTF速度響應(yīng)的方法以期降低儀表板發(fā)生異響的風(fēng)險(xiǎn)，但未論證卡扣剛度是否合理，未考慮不同部件間敲擊異響的風(fēng)險(xiǎn)。

本文分別進(jìn)行了儀表板模態(tài)性能、VTF性能分析及SR性能分析，在進(jìn)行有限元分析之前通過(guò)進(jìn)行不同形式卡扣動(dòng)靜剛度試驗(yàn)，得到較為合理的剛度值，輸入到儀表板基礎(chǔ)仿真模型中，得到真實(shí)的儀表板模態(tài)分析結(jié)果，然后對(duì)儀表板進(jìn)行搭載在整車上的模態(tài)試驗(yàn)，最后對(duì)比仿真分析值及試驗(yàn)值，驗(yàn)證了分析模型的準(zhǔn)確性；并通過(guò)研究振動(dòng)和噪聲的基礎(chǔ)，尋求儀表板異響與卡扣連接性能之間的關(guān)系。

1 異響機(jī)理分析

根據(jù)振動(dòng)和噪聲的基礎(chǔ)原理[5]，板結(jié)構(gòu)振動(dòng)的動(dòng)力學(xué)方程：

式中，F(xiàn)為外界激勵(lì)。

薄板動(dòng)力學(xué)方程如式（2）所示：

式中，ρ為密度；u為位移；q為表面載荷；D0為彎曲剛度，μ為泊松比；E為楊氏模量。

根據(jù)圖1所示薄板受力模型輸入邊界條件及振型函數(shù)，由式（2）可以得出系統(tǒng)固有頻率為

圖1 薄板力學(xué)分析模型

式中，i,j分別為沿著x和y方向的模態(tài)數(shù)，i,j= 1,2,3,…；a、b、h分別為薄板結(jié)構(gòu)長(zhǎng)、寬、高。

根據(jù)解析，可以看出，板的固有頻率和板的剛度、板的幾何尺寸、材料密度和模量等設(shè)計(jì)參數(shù)都有關(guān)系。

板的聲輻射能量主要取決于板的振動(dòng)速度?？梢酝ㄟ^(guò)速度對(duì)輸入力的傳遞函數(shù)，來(lái)得到板的振動(dòng)控制方法。傳遞函數(shù)指輸出響應(yīng)和輸入響應(yīng)的比值。速度對(duì)激勵(lì)的傳遞函數(shù)可表征為

加速度對(duì)激勵(lì)的傳遞函數(shù)可表征為

由式（4）可以得出傳遞函數(shù)的幅值為

經(jīng)過(guò)以上振動(dòng)分析，可以得出板結(jié)構(gòu)振動(dòng)幅值和板的整體剛度有關(guān)，因此，可以通過(guò)控制板的剛度，避免板的共振和聲腔共振現(xiàn)象。

2 卡扣性能試驗(yàn)及儀表板模態(tài)分析

由振動(dòng)和噪聲基礎(chǔ)原理可推斷出研究?jī)x表板整體剛度性能對(duì)異響管控有很大幫助，雷恒、郭鵬程等[6]的研究表明，卡扣設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)內(nèi)飾板結(jié)構(gòu)連接性能影響較大，易造成內(nèi)飾板抖動(dòng)異響等問(wèn)題，卡扣設(shè)計(jì)參數(shù)與卡扣連接剛度密不可分，可知卡扣連接剛度對(duì)儀表板整體性能貢獻(xiàn)較大，當(dāng)汽車受到路面激勵(lì)時(shí)，儀表板內(nèi)部卡接部位易發(fā)生相對(duì)位移，且一旦汽車受外界激勵(lì)及溫度載荷產(chǎn)生耐久疲勞后發(fā)生松動(dòng)極易發(fā)生摩擦或敲擊異響，因此，對(duì)卡扣連接性能的研究至關(guān)重要。

圖2 雙側(cè)卡扣

本文以儀表板常用的幾種卡扣為研究對(duì)象，如圖3所示，結(jié)合試驗(yàn)與仿真對(duì)卡扣單品性能進(jìn)行了細(xì)致研究。

圖3 圓形卡扣

2.1 不同卡扣類型的動(dòng)剛度試驗(yàn)

對(duì)以上幾種常用卡扣進(jìn)行動(dòng)剛度試驗(yàn)，將卡扣安裝在工裝夾具上，并將工裝夾具用螺栓固定在圖4所示的試驗(yàn)設(shè)備中，在1 Hz～100 Hz頻率范圍進(jìn)行激勵(lì)，激振幅值為1 mm，每種類型的卡扣分別做三次試驗(yàn)。

圖4 卡扣工裝夾具及試驗(yàn)設(shè)備

試驗(yàn)完成后將所得數(shù)據(jù)處理成頻率與剛度之間的關(guān)系，其中一條動(dòng)剛度曲線如圖5所示。

圖5 卡扣動(dòng)剛度曲線

2.2 儀表板模態(tài)性能CAE分析及試驗(yàn)

為有效控制異響問(wèn)題、提升優(yōu)化效果并節(jié)約成本，利用計(jì)算機(jī)輔助工程（Computer Aided Engineering, CAE）分析技術(shù)在設(shè)計(jì)初期階段有效識(shí)別異響并改善顯得至關(guān)重要[8]。本論文根據(jù)試驗(yàn)測(cè)得卡扣剛度性能，建立儀表板模態(tài)、VTF分析及SR分析模型，賦予儀表板結(jié)構(gòu)中卡扣的X/Y/Z三向剛度，其中卡扣建模如圖6所示。

圖6 卡扣模擬方式

將卡扣實(shí)測(cè)動(dòng)剛度的平均值賦予到BUSH單元后，計(jì)算儀表板系統(tǒng)模態(tài)，并同步針對(duì)實(shí)車進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn)，如圖7所示。

圖7 儀表板模態(tài)分析及試驗(yàn)

對(duì)比某車型儀表板模態(tài)CAE分析結(jié)果與試驗(yàn)所測(cè)結(jié)果，可得儀表板整體模態(tài)結(jié)果對(duì)比如表1所示。

表1 儀表板模態(tài)仿真與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

由上表可以看出，儀表板整體模態(tài)仿真分析結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果相當(dāng)，約為33.4 Hz，接近目標(biāo)值35 Hz。對(duì)比結(jié)果可以驗(yàn)證卡扣建模方式以及所用卡扣剛度的準(zhǔn)確性，為后續(xù)儀表板結(jié)構(gòu)性能及異響性能分析做鋪墊。

3 儀表板異響分析及優(yōu)化

在較為合理的儀表板模型的基礎(chǔ)上對(duì)儀表板系統(tǒng)進(jìn)行異響性能分析及風(fēng)險(xiǎn)預(yù)測(cè)，并針對(duì)前期風(fēng)險(xiǎn)項(xiàng)進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。

3.1 儀表板VTF性能分析

將儀表板系統(tǒng)按照裝車約束將儀表板（Instru- ment Panel, IP）連接在車身（Trimmed Body, TB）上，TB模型由白車身、開(kāi)閉件、全身玻璃、前后副車架、座椅、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)以及裝飾件質(zhì)量點(diǎn)等組成，輸出模型模態(tài)頻率為0 Hz～200 Hz，施加單位激勵(lì)載荷1 N，激振頻率為0 Hz～80 Hz，激勵(lì)點(diǎn)為TrimBody車身左前、右前懸減振器車身接附點(diǎn)及左后、右后懸減振器車身接附點(diǎn)，如圖8所示。

圖8 儀表板VTF計(jì)算模型

通過(guò)整車傳遞函數(shù)分析，可以得出儀表板不同部位卡扣連接位置的X/Y/Z三個(gè)方向的速度響應(yīng)，找出其中最大的響應(yīng)位置并進(jìn)行標(biāo)注，如圖9所示。

圖9 儀表板駕駛側(cè)蓋板VTF分析結(jié)果

其中，設(shè)定卡扣連接位置速度響應(yīng)的目標(biāo)值為0.4 (mm/s)/N，超出該目標(biāo)值的位置即認(rèn)為是異響高風(fēng)險(xiǎn)區(qū)域，需進(jìn)行相應(yīng)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化，經(jīng)驗(yàn)算，所選取響應(yīng)位置結(jié)果均滿足要求。

3.2 儀表板SR性能分析

對(duì)儀表板系統(tǒng)進(jìn)行Rattle性能分析，預(yù)測(cè)儀表板系統(tǒng)不同部件之間在不同路面激勵(lì)下產(chǎn)生敲擊異響的風(fēng)險(xiǎn)[9]。

其中激勵(lì)頻率為0 Hz～80 Hz；激勵(lì)點(diǎn)為車身減震器安裝點(diǎn)；激勵(lì)信號(hào)為不同路面采集的路譜，如圖10所示。

圖10 激勵(lì)信號(hào)

如圖11所示，選取IP表面部件間間隙為測(cè)量值，以不同部件間DTS為目標(biāo)要求，進(jìn)行IP邊界的異響風(fēng)險(xiǎn)評(píng)估，分析結(jié)果如表2所示。

圖11 IP部分間隙選點(diǎn)位置

表2 IP各邊界異響風(fēng)險(xiǎn)評(píng)估結(jié)果匯總表

舉例說(shuō)明，針對(duì)IP35位置風(fēng)險(xiǎn)高的問(wèn)題，進(jìn)行針對(duì)性局部加強(qiáng)，如圖12所示，在較弱位置增加限位筋，增加整體結(jié)構(gòu)剛性，優(yōu)化后IP35位置相對(duì)位移為0.11 mm，滿足要求。

圖12 局部?jī)?yōu)化方案

4 結(jié)論

通過(guò)以上分析對(duì)比，本文在進(jìn)行完儀表板異響相關(guān)性能分析后得到以下結(jié)論：

1）儀表板內(nèi)部卡扣連接件性能對(duì)儀表板整體性能影響較大，需通過(guò)試驗(yàn)方法確切測(cè)量出具體卡扣的三向剛度；

2）儀表板局部結(jié)構(gòu)剛性不足，產(chǎn)生異響的風(fēng)險(xiǎn)較大，故在設(shè)計(jì)之初為了規(guī)避異響問(wèn)題需要關(guān)注結(jié)構(gòu)剛度性能；

3）儀表板模態(tài)、VTF及SR性能分析對(duì)異響風(fēng)險(xiǎn)的前期預(yù)測(cè)提供了理論依據(jù)，并會(huì)給出合理的結(jié)構(gòu)優(yōu)化建議。