唐公明，陳德博，耿磊，吳思遠(yuǎn)

徐州徐工汽車制造有限公司技術(shù)中心，江蘇徐州 221000

0 引言

動剛度分析是評價車身懸置安裝點 NVH 性能的重要方法之一。動剛度為結(jié)構(gòu)產(chǎn)生單位振幅所需要的動態(tài)載荷，代表了結(jié)構(gòu)在動態(tài)載荷下抵抗變形的能力[1]。動剛度不是一個常數(shù)，其隨頻率的改變而變化，是頻率的函數(shù)。車身懸置支架的動剛度考察的是在關(guān)注頻率范圍內(nèi)支架局部區(qū)域的剛度水平，動剛度不足必將引起傳遞路徑上更大的振動噪聲，將影響懸置支架連接部件的NVH問題，是在整車NVH分析中必須要考慮的因素[2]。

燃油商用車在定置工況下，其整車振動來自于發(fā)動機(jī)往復(fù)循環(huán)的運轉(zhuǎn)，該振動能量通過車架及車身懸置系統(tǒng)傳遞至車內(nèi)。當(dāng)車身懸置安裝點動剛度不足時，隔振效率會降低，不能起到較好的抑制振動作用，從而引起車內(nèi)振動噪聲性能下降。因此，優(yōu)化車身懸置局部結(jié)構(gòu)，提升車身懸置安裝點動剛度，可以有效降低結(jié)構(gòu)振動噪聲傳遞。

本文以某重卡車身懸置為研究對象，通過車身動剛度分析，發(fā)現(xiàn)車身后懸置支架動剛度不足，對懸置支架進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化，提高其動剛度，車身的噪聲傳遞函數(shù)也得到了改善，最終通過試驗驗證，優(yōu)化方案有一定的降噪效果。

1 動剛度與原點動剛度概念

1.1 動剛度概念

線性系統(tǒng)的剛度為作用在系統(tǒng)上的力與系統(tǒng)位移的比值。其中，靜剛度為靜止?fàn)顟B(tài)下系統(tǒng)被施加的力與位移的比值。而當(dāng)系統(tǒng)運動時，其剛度特性會隨著輸入頻率[3]發(fā)生變化。對于單自由度系統(tǒng)，其運動學(xué)方程為：

(1)

式中：m為系統(tǒng)質(zhì)量，kg；c為系統(tǒng)阻尼，N·s/mm；k為系統(tǒng)剛度，N/mm；x為系統(tǒng)位移，mm；f為系統(tǒng)激勵力，N。

將速度、加速度與位移的關(guān)系代入式(1)，則系統(tǒng)的剛度為：

(2)

該剛度為激勵頻率的函數(shù)，稱之為動剛度，其幅值為：

(3)

可以看出，系統(tǒng)動剛度取決于系統(tǒng)質(zhì)量、靜剛度、阻尼等，當(dāng)系統(tǒng)靜止時，靜剛度就是動剛度。

1.2 原點動剛度概念

由于測量振動信號時，相對于位移信號，加速度信號的測量更為方便，所以振動信號的采集通常采用加速度的測量。反映連接點動剛度特性的原點加速度導(dǎo)納稱為 IPI(input point intertance)。IPI 分析是在一定頻率范圍內(nèi)通過在加載點施加單位力作為輸入激勵，同時將該點作為響應(yīng)點，測得該點在對應(yīng)頻率范圍內(nèi)的加速度導(dǎo)納[4]。

(4)

式中：a為加速度，mm/s2；F為激勵力，N；ω為圓頻率，rad/s；f為頻率，Hz；k為動剛度，N/mm。

2 懸置動剛度分析

2.1 建模

根據(jù)車身CAD模型建立有限元模型：均勻鈑金件采用殼(shell)單元離散，懸置支座等鑄件類結(jié)構(gòu)采用實體(solid)單元模擬，螺栓連接采用Beam+Rb2單元簡化，點焊和縫焊均采用Solid+Rb3組合單元簡化，集中質(zhì)量采用CONM2單元簡化。

車身板件整體采用10 mm網(wǎng)格劃分，三角形單元的占比控制在5%以內(nèi)，鑄件類部件采用一階四面體5 mm單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分。所建立的TB車身有限元分析模型如圖1所示。

圖1 TB車身有限元分析模型

2.2 邊界條件及工況設(shè)置

將駕駛室4個懸置點每個方向的激勵載荷定義為 1 個工況，載荷為1 N的集中力，依據(jù)模態(tài)截斷理論，按最高模態(tài)頻率至少為分析頻率兩倍的原則設(shè)定分析頻率。

以激勵點作為響應(yīng)點，輸出懸置點的加速度響應(yīng)[5]，并把加速度響應(yīng)曲線縱坐標(biāo)轉(zhuǎn)換成對數(shù)的形式。根據(jù)企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)，懸置支架動剛度目標(biāo)值設(shè)定為5 000 N/mm。

2.3 分析結(jié)果

駕駛室前懸置支架3個方向的IPI均能滿足要求，左后懸置支架IPI分析結(jié)果如圖2所示。

圖2 左后懸置支架IPI分析結(jié)果

分析結(jié)果顯示，X向、Y向加速度與目標(biāo)值相差較大，Z向加速度基本滿足要求。

2.4 優(yōu)化方案

針對分析結(jié)果，結(jié)合后懸置支架結(jié)構(gòu)形式，提出了兩種優(yōu)化方案，原方案及兩種改進(jìn)方案如圖3至圖5所示。

圖3 后懸置支架原方案

圖4 后懸置支架改進(jìn)方案一

圖5 后懸置支架改進(jìn)方案二

改進(jìn)方案一相對于原方案進(jìn)行了局部結(jié)構(gòu)加強，改進(jìn)方案二在白車身底部縱梁和懸置支架之間增加了一折彎的板件，通過焊接方式分別和車身縱梁及懸置支架連接，左后懸置X、Y和Z3個方向的IPI分析結(jié)果分別如圖6至圖8所示。

圖6 左后懸置X向IPI分析結(jié)果

圖7 左后懸置Y向IPI分析結(jié)果

圖8 左后懸置Z向IPI分析結(jié)果

分析結(jié)果顯示，改進(jìn)方案二X向動剛度提升較多，已能滿足企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)，改進(jìn)方案一效果較差；改進(jìn)方案二在Y向、Z向動剛度略優(yōu)于改進(jìn)方案一。

3 噪聲傳遞函數(shù)驗證

建立噪聲傳遞函數(shù)分析模型，對原方案及兩種改進(jìn)方案的噪聲傳遞函數(shù)(noise transfer function，NTF)進(jìn)行分析，結(jié)果如圖9至圖11所示。

圖9 X向NTF分析結(jié)果

圖10 Y向NTF分析結(jié)果

圖11 Z向NTF分析結(jié)果

分析結(jié)果顯示，改進(jìn)方案二X向聲壓級較原方案有較大程度的下降，而改進(jìn)方案一效果較差；改進(jìn)方案二、改進(jìn)方案一Y向與Z向聲壓級改進(jìn)效果一般。

4 定置車內(nèi)噪聲試驗

為了驗證優(yōu)化方案的效果，進(jìn)行了怠速及定置額定轉(zhuǎn)速工況駕駛室耳旁噪聲測試，由于改進(jìn)方案一增重較多，且分析效果較差，僅進(jìn)行改進(jìn)方案二效果驗證，改進(jìn)方案二實物如圖12所示。

定置車內(nèi)噪聲測試結(jié)果見表1。由表可知，改進(jìn)方案二可以降低怠速車內(nèi)噪聲約1 dB(A)，定置額定轉(zhuǎn)速工況下降低車內(nèi)噪聲約2.5 dB(A)。

表1 定置車內(nèi)噪聲測試結(jié)果 單位:dB(A)

由于定置工況下，主要振動源來自于發(fā)動機(jī)，發(fā)動機(jī)振動傳遞至車架，通過后懸置支架傳遞至駕駛室后圍板件，后圍板件的振動通過車內(nèi)空氣聲腔傳遞至人耳的路徑主方向為X向，因此改進(jìn)方案二在X向動剛度及X向噪聲傳遞函數(shù)上的優(yōu)化有利于降低駕駛員耳旁噪聲。

額定轉(zhuǎn)速發(fā)動機(jī)點火頻率約為95 Hz，怠速工況下發(fā)動機(jī)點火頻率約為30 Hz。從圖9的X向噪聲傳遞函數(shù)仿真結(jié)果可以看出，額定轉(zhuǎn)速發(fā)動機(jī)點火激勵頻率下噪聲改進(jìn)效果明顯好于怠速發(fā)動機(jī)點火頻率下噪聲改進(jìn)效果，仿真計算結(jié)果與試驗結(jié)果趨勢相同。

5 結(jié)論

(1)數(shù)值模擬的方法可以快速計算駕駛室懸置動剛度及噪聲傳遞函數(shù)，有針對性地進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)，能夠在產(chǎn)品設(shè)計初期對駕駛室NVH性能優(yōu)化提供依據(jù)。

(2)駕駛室后懸置支架X向的動剛度與噪聲傳遞函數(shù)的優(yōu)劣，在一定程度上影響定置工況下駕駛員耳旁車內(nèi)噪聲，結(jié)構(gòu)優(yōu)化需結(jié)合特定工況進(jìn)行具體分析。

(3)懸置支架結(jié)構(gòu)的改進(jìn)對于動剛度及傳遞函數(shù)均產(chǎn)生影響，需結(jié)合理論分析及試驗綜合考量改進(jìn)效果。

由于試驗資源限制，動剛度及噪聲傳遞函數(shù)未進(jìn)行仿真試驗對標(biāo)工作，數(shù)值仿真結(jié)果適用于性能的趨勢性判斷，后期還需進(jìn)行車身懸置動剛度、噪聲傳遞函數(shù)的對標(biāo)工作，進(jìn)一步提升模型精度，為性能預(yù)測與結(jié)構(gòu)改進(jìn)提供更精準(zhǔn)的數(shù)據(jù)支撐。