轎車后排鼓音的優(yōu)化改進論文

2021-04-28 論文

　　汽車噪聲、振動及因其而引起的汽車乘坐舒適性問題，即NVH（Noise，Vibration，Harshness，聲振舒適性）問題，是汽車在制造過程中衡量其質(zhì)量的一個重要標(biāo)準(zhǔn)。目前對于汽車的性能、質(zhì)量等方面的研發(fā)均已達到一定水平。因此，顧客對于乘坐舒適性方面的性能要求在不斷提高，從而使以改善汽車乘坐舒適性為目的的汽車NVH特性研究變得更加重要。在汽車市場銷售中，資料顯示近年來大約有三分之一客戶的抱怨、投訴都與NVH問題相關(guān)。

　　文中主要介紹一種通過采用振動傳遞函數(shù)分析與實驗相結(jié)合來確定后扭力梁縱臂加粗方案的方法，從而解決后排鼓音問題，通過計算各種方案中后扭力梁縱臂加粗以后的振動傳遞函數(shù)，根據(jù)工程經(jīng)驗，綜合考慮實際產(chǎn)品生產(chǎn)成本以及產(chǎn)品生產(chǎn)工藝技術(shù)問題（如零部件模具、裝配以及加工工藝等），并通過實驗測試選擇最優(yōu)方案，較好地解決了后排鼓音問題。

　　1傳遞函數(shù)理論

　　對于線性定常系統(tǒng)，傳遞函數(shù)是指在零初始條件下，系統(tǒng)輸出量的拉氏變換與引起該輸出的輸入量的拉氏變換之比。

　　傳遞函數(shù)表達式為

　　Ha（ω）=—ω2Hd（ω）=—ω2x（jω）f（jω）=—ω2k（1——ω2）1+（2ξωˉ1——ω2）2ej？（1）

　　？=—tan—12ξωˉ1—ωˉ2；ωˉ=ωω0=ωmk；（2）

　　ξ=cc0=c2km=c2mω0（3）

　　式中Ha（ω）為加速度傳遞函數(shù)；Hd（ω）為位移傳遞函數(shù)；ω為激勵頻率；ω0為系統(tǒng)的無阻尼固有圓頻率；ωˉ為頻率比；ξ為阻尼比；？為相位角。

　　從式（1）中得出，Ha（ω）的意義是在單位載荷力的激勵下，系統(tǒng)所產(chǎn)生的加速度響應(yīng)。當(dāng)ωˉ→1時，Ha（ω）→∞，即當(dāng)激勵頻率接近系統(tǒng)的固有頻率時，傳遞函數(shù)值將迅速增大，從而可以判別各階共振頻率。

　　2問題點描述

　　某緊湊型車在高速路面勻速行駛時，后排存在明顯鼓音，主觀感受非常明顯。在3G40km/h和5G60km/h工況下測試前排駕駛員和后排右側(cè)乘員耳旁噪聲，發(fā)現(xiàn)該款車在40km/h、60km/h中等車速工況下，后排座椅中間位置在140。9Hz前后有明顯的峰值，前排駕駛員和后排右側(cè)乘員耳旁噪聲值高于同類型對標(biāo)車目標(biāo)值。因此，頻率140。9Hz處是該車車內(nèi)噪聲的關(guān)注區(qū)域，在此頻率附近的振動噪聲是引起后排鼓音的主要原因。

　　3采用CAE確定問題點

　　3。1后扭力梁模態(tài)分析

　　將建好的三維模型以IGES格式導(dǎo)入到HyperMesh前處理軟件中，對模型進行網(wǎng)格劃分前需要針對模型進行簡化處理，在保證網(wǎng)格質(zhì)量的前提下，應(yīng)該盡可能減少模型單元和單元節(jié)點數(shù)，選取網(wǎng)格大小為4mm，在殼單元的基礎(chǔ)上生成四面體單元。有限元單元數(shù)為50111，節(jié)點數(shù)為50689。劃分網(wǎng)格完畢后，還需對網(wǎng)格質(zhì)量進行檢查，主要檢查以下內(nèi)容：單元翹曲度、雅可比值、最小內(nèi)角等。

　　基于扭力梁結(jié)構(gòu)的模型利用Nastran中的Lanczos算法進行模態(tài)求解，綜合考慮懸架結(jié)構(gòu)以及低階模態(tài)的動力特性對結(jié)構(gòu)響應(yīng)程度大于高階模態(tài)等因素，文中的'模態(tài)分析選取12階模態(tài)。

　　可知，后扭力梁的第11階次頻率140。8Hz對應(yīng)后扭力梁扭轉(zhuǎn)和整體縱向彎曲模態(tài)，與實驗測試的峰值頻率比較接近，由此可以判斷，后扭力梁是引起噪聲峰值的主要原因。

　　3。2后扭力梁振動傳遞函數(shù)分析

　　車身結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的輸入在整車坐標(biāo)系下X方向主要是后懸架扭力梁與車身的連接點作為車身受力的輸入點，故針對扭力梁懸架在X方向的振動傳遞函數(shù)（VTF）進行分析研究，以輪心為輸入點，以縱臂襯套端為輸出點，基于模態(tài)法進行動載荷輸入下的有限元仿真。橫坐標(biāo)表示頻率，縱坐標(biāo)表示加速度值。

　　可知，扭力梁結(jié)構(gòu)振動傳遞函數(shù)在頻率140。9Hz處出現(xiàn)振動值過大的情況，故其為車身噪聲峰值頻率�？紤]CAE模型存在的誤差，可用于選擇的頻率范圍在130Hz～150Hz之間；基于其對扭力梁引起車身噪聲過大問題有較強的相關(guān)性，初步判斷后懸架結(jié)構(gòu)與車身在該頻率下出現(xiàn)共振。所以，需要對該結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化。

　　4優(yōu)化方案的提出

　　通過分析后扭力梁的模態(tài)和振動傳遞特性得出后扭力梁是造成后排鼓音的主要原因，需要通過改變扭力梁的結(jié)構(gòu)來改變扭力梁的模態(tài)，從而避開峰值頻率，改善后排噪聲。根據(jù)工程經(jīng)驗，綜合考慮實際產(chǎn)品生產(chǎn)成本以及產(chǎn)品生產(chǎn)工藝技術(shù)問題，最終確定幾種后扭力梁縱臂加粗的方案，需要通過分析其振動傳遞函數(shù)來確定最優(yōu)方案。

　　5結(jié)構(gòu)優(yōu)化分析

　　對后扭力梁縱臂采用三種方案優(yōu)化�？芍�，采用方案1，扭力梁結(jié)構(gòu)峰值頻率變化不大；采用方案2，縱臂在原結(jié)構(gòu)基礎(chǔ)上外徑擴大10mm，厚度增加至5mm，結(jié)構(gòu)優(yōu)化有顯著成效；采用方案3，優(yōu)化結(jié)果并不顯著。根據(jù)優(yōu)化方案比較可以知道，后懸架縱臂外徑增加使130Hz～140Hz范圍內(nèi)的車內(nèi)噪聲靈敏度有降低趨勢，使車身峰值噪聲的頻率往后挪，與引起車身噪聲的頻率相錯開。采用方案2，即縱臂加厚至5mm且外徑擴大到70mm對避免引起車身結(jié)構(gòu)共振有顯著效果。

　　6優(yōu)化方案實驗驗證

　　結(jié)合樣車實際情況，對優(yōu)化改進后的樣車進行各項車內(nèi)噪聲測試試驗，在高速路面上在3G40km/h和5G60km/h工況下測試前排駕駛員和后排右側(cè)乘員耳旁噪聲，改進前后的扭力梁懸架樣車在實際道路上的試驗結(jié)果。

　　可以看出，后扭力梁改進后后排噪聲在3G40km/h工況下降低1。5dB，在5G60km/h工況下降低1。6dB。這表明CAE仿真方法與實驗方法相結(jié)合有效地解決了后排鼓音問題。

　　7結(jié)語

　�。�1）后扭力梁的固有頻率極其容易與噪聲峰值頻率發(fā)生耦合，極其容易產(chǎn)生后排鼓音問題。

　�。�2）改變后扭力梁的結(jié)構(gòu)，分析其振動傳遞函數(shù)，使其有效的避開其峰值頻率，可以有效解決后排鼓音問題。

　　（3）利用CAE仿真分析和實驗相結(jié)合的方法，對比分析確定問題點，提出有效的解決方案，對解決后排鼓音問題具有實際意義。

　　文中提出一種基于振動傳遞函數(shù)的方法來分析后扭力梁的振動傳遞特性，可以有效地分析和改進后排鼓音問題。