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摘要：以某汽车为研究对象，利用CAE 软件对该款车型的白车身数模进行网格划分，模拟计算出白车身的模态振型。通过整车频谱特征采集分析和阶次跟踪寻找引起车身异常振动的激励源，通过悬架和轮胎的偏频试验和局部传递特性测试分析和验证问题产生的原因和特征。
关键词：车身有限元振动激励源试验
1 前言
噪声、振动与舒适性，是衡量汽车制造质量的一个综合性问题，它给汽车用户的感受是最直接和最表面的。业界将噪声、振动与舒适性的英文缩写为NVH （Noise、Vibration、Harshness），统称为车辆的NVH 问题，它是国际汽车业各大整车制造企业和零部件企业关注的问题之一。有统计资料显示，整车约有1/3 的故障问题是和车辆的NVH 问题有关系，而各大公司有近20%的研发费用消耗在解决车辆的NVH问题上。
从NVH 的观点来看，汽车是一个由激励源(发动机、变速器等)、振动传递器(由悬挂系统和边接件组成)和噪声发射器（车身)组成的系统。汽车NVH特性的研究应该是以整车作为研究对象的，但由于汽车系统极为复杂，因此经常将它分解成多个子系统进行研究，如底盘子系统(主要包括前、后悬架系统)、车身子系统等，也可以研究某一个激励源产生的或某一种工况下的NVH 特性。
本文针对该车型在95km/h 到120km/h 高速行驶过程中，整车抖动明显，噪音较大，导致车身上外板多处开裂的情况下，对该车身进行有限元方法及试验方法分析。首先采用CATIA 软件对白车身进行建模，通过Altair HyperWorks 软件离散并建立有限元模型，并利用MSC Nastran 求解该模型车身（以下称为白车身）的各阶自由振动频率和振型，对比方案改进的效果。初步判断引起车身振动的频率段，找出对乘坐舒适性影响最大的因素。进一步通过道路试验- 频谱分布特征采集及阶次跟踪、悬架和轮胎的偏频试验、局部传递特性测试找到引起车身振动的激励源。
2 车内NVH噪声振动理论分析
车内噪声按照频率范围可分为：
（1）影响行驶平顺性的低频振动：它产生的主要振源由于路面不平度激励使得汽车非悬挂质量共振和发动机低频刚体振动，从而引起悬挂上过大的振动和人体座椅系统的共振造成人体的不舒适，其敏感频率主要在1- 8Hz，考虑人体不同方向的响应时可到16Hz。
（2）车身结构振动和低频噪声：大的车身结构振动，不仅引起自身结构的疲劳损坏，而且更是车内低频结构辐射噪声源。其频率主要分布在20—80Hz 的频带内。由两方面引起：
①激励源，主要有：道路激励、动力传动系统尤其是动力不平衡和燃烧所产生的各阶激励、空气动力激励；
②车身结构和主要激励源系统的结构动力特性匹配不合理引起的路径传递放大。
（3）各种操纵机构的振动：操纵机构的振动主要是因为其安装吊挂刚度偏低或自身结构动力特性不当或车身振动过大而产生。最为典型的是方向盘(线性)振动(转向管柱振动)，其产生的主要原因是方向盘及管柱安装总成与车身振动或其它激励源发生共振；另一重要的振动现象是行驶过程中的方向盘旋转振动。其产生的原因是：行驶过程中转向轮的跳动与自身的转动而产生的陀螺效应引起转向轮的波动，并被转向结构放大从而引起方向盘旋转振动。
（4）空气声：车内空气声是由于隔声吸声措施不当从而使得动力传动系统噪声、轮胎噪声、进排气噪声大量透射到车内所致。频率上一般处于较高且很宽的频带，它并不主要取决与系统的结构动力特性。
（5）动力传动系振动噪声：处于低中频段的动力传动系统振动是引起发动机及传动系零部件破坏的直接原因，同时它还是车内低频噪声的主要振源。它产生的原因是由于各阶旋转不平衡燃烧激励。另外动力传动系还是整车最主要的噪声源，典型的有驱动桥和变速箱的齿轮噪声(WHINE)，伴随工况变化而产生的瞬态噪声(CLONK/CLUNK)等。
3 整车参数及白车身有限元分析
3.1 整车参数
整车参数见表1。 表1 整车参数
（图片）变速器有5 个前进档加1 个倒档，前进档均带同步器，各档速比见表2。（图片） 传动轴形式：开式，由三节带十字轴万向节的传动轴和两个中间支承组成。
后桥结构型式为4×2 非独立悬架的驱动桥，组合式桥壳，主减速器为双曲线齿轮单级减速，具有行星锥齿轮式差速器和全浮式半轴。
车架为两根槽形断面纵梁，上翼面平直，与横梁及支架铆接而成，车架宽：862mm，最大断面尺寸：182mm×70mm×4mm。
前悬架为双摆臂扭杆弹簧独立悬架，后悬架为纵置板簧式后悬架。
车轮规格5JK×16H，轮胎为无内胎子午线轮胎， 规格6.50R16C- 108/107Q (PR10) 或6.50R16LT- 108/107Q(PR10)。
3.2 白车身模态振型及对应頻率
白车身有限元模型是整车模型的载体和基础，占据了整车模型中的绝大多数自由度。在Altair HyperWorks 软件中，输入数模（见图1），并对各钣金件划分网格。建立有限元模型的过程中，删除螺钉、螺母等标准件，忽略零件中不影响计算结果的倒角、小孔以及对力学结构影响较小的冲压筋等工艺结构，简化数模，以大大减少白车身自由度和划分难度。对白车身各钣金件进行装配，忽略风窗玻璃和前风挡玻璃，用刚性单元处理焊点。对重要零件进行简化时，尽量保持和数模设计的结构一致，结构上简化要少，以便真实反映零件的结构特征。完成后的有限元模型62.8 万个单元，见图2。（图片）
图1 白车身数模 （图片）
图2 有限元模型 整体模态频率仿真结果如图3、图4、图5 所示。（图片）
图3 第一阶频率12.81Hz （图片）
图4 第二阶频率16.55Hz （图片）
图5 第三阶频率20.90Hz 3.3 关于侧壁改进的模态分析
根据模态頻率，初步推算噪声主要来自车身结构振动和低频噪声。针对可能因白车身强度及侧壁结构问题导致的车身异常抖动导致开裂的可能性，作者对白车身的侧壁相关零件做了重新设计及局部加强。原先侧壁结构为骨架内板、骨架外板及车身外板三层板结构，彼此按各自所在层面与邻边有搭接关系的零件点焊。在汽车运行中，由于整车抖动的不确定性，导致骨架内板与骨架外板间歇性接触，行驶过程中产生碰撞噪声，结构如图9。（图片） 通过改进侧壁骨架的连接方式及增加立柱加强板来提高车身刚度，其中修改侧壁骨架内板板造型，使零件骨架内板与外板焊接，结构如图10。同时，在立柱薄弱点增加立柱加强板，提高侧壁刚度。（图片）
图10 改进后侧壁结构 经过模态分析，车身固有频率在一阶和二阶都分别提高0.04Hz, 但三阶降低了0.11Hz, 如图7、图8、图9。（图片）
图11 验证加载示意图 立柱强度通过固定车身，在对应加强过的立柱上平面上加1000N 的均布载荷，对比立柱变形来验证改进效果，如图11。通过分析，从图12，图13 可以看出改进前最大位移出现在窗户与窗户之间的立柱处，最大位移为4.414mm。改进后的最大位移出现的位置没有改变，变形量降低至4.266mm, 降低了0.148mm。加强板上未出现明显的应力集中，如图14。（图片）
图14 加强板应力分布 综合此次改进，通过CAE 技术有限元分析得出以下结论：基本解决了侧壁异响及开裂的问题，改进对白车身一阶、二阶固有频率有所提高，立柱加强板对立柱起到较大的加强作用。通过主观评价得出以下结论：95km/h 到120km/h 高速行驶过程中，仍然存在一个整车共振点，此次改进没有避开激励源频率。
4 白车身激励源测试与分析
4.1 测试与分析系统简介
（1）硬件系统：
LMS SCADAS Ⅲ 数采前端和24 通道电压/ICP/TEDS/BRIDGE 输入模块以及2 通道转速输入模块组成。每通道高达102.4kHz 的采样率、24 位DSP 技术、105dB 的信噪比、2.2M 采样点/ 秒的数据传输率支持有关NVH 测量的所有类型的传感器。传感器包括ICP 加速度传感器、ICP 麦克风、ICP 模态力锤、手持式加速度传感器校准仪、GPS 测速仪、转速传感器等。
（2）软件系统：
LMS Test.lab 8B—Signature Acquisition/Data Post Processing，用于阶次跟踪（Order Tracking）；
LMS Test.lab 8B—Spectral Testing 通用谱采集和分析系统，用于偏频试验；
LMS Test.lab 8B—Impact Testing/Modal Analysis/Geometry，用于锤击法模态试验和FRF 函数测试。
4.2 试验方案概述及传感器布置
因主观评价车身振动主要集中95Km/h- 120Km/h，对应五档工况，所以此次试验主要集中分析不同工况在五档下的未改进整车的阶次及频谱特征，从中分析主导振动的激励源及传递路径，试验方案如下：
（1）测试不同工况下，车身、底盘和车内关键点的振动和噪声频谱和阶次跟踪，确定引起共振的主要频率和阶次。
（2）测试满载和空载下悬架和轮胎的偏頻。
（3）局部传递特性测试。在确定了振源和大体
传递路径后，可以对传递路径中的局部进行频率响应分析，有助于验证和分析振动根源。
试验坐标系同车身坐标系，测点布置情况如下：
底盘和发动机：发动机吊耳1 点、变速箱外壳1点、传动轴支架1 点、后桥右半轴1 点、左后轴头1点、左前轴头1 点、车架左纵梁前中后3 点、前横梁中部1 点、后横梁中部1 点。
车身和车厢内部：左侧壁外板中部1 点、B 立柱上中下3 点、C 立柱上中下3 点、D 立柱上中下3点、E 立柱上中下3 点、车厢内地板前后各1 点、车厢中部麦克风1 点。
4.3 道路试验- 频谱特征采集及阶次分析
轮胎及传动轴为标准出厂的产品，整车为原始未加强车身，测试工况为：0- 120 km/h、60- 120 km/h五档加速、40- 100 km/h 四档加速、空档120- 50km/h滑行、发动机关闭状态120- 50 km/h 滑行、95/98/103/107/122/117 km/h 匀等速。发动机转速和传动轴转速同步跟踪。
图15- 图18 为三维频谱分布云图，横坐标表示振动或声压频率，纵坐标表示传动轴转速，彩色云图颜色的深浅表示振动或声压值的大小。（图片） 从频谱分布图可以看出测点在五档工况下振动频率集中在11.8Hz- 14.6Hz 之间，从阶次上看，传动轴的0.19 阶对上述测点的振动贡献最大，而传动轴的0.19 阶正好与车轮的1 阶转动频率相吻合。
从表3 五档加速工况下各测点主要振动频率的分布特性列表看出，振幅值较大的区域也均出现在传动轴为3700rpm 到4500rmp 的范围内，对应的发动机转速为2870rpm 到3500rpm，此转速范围对应车速范围97km/h 到118km/h，这个车速范围正好是异常振动问题出现的区间。车架上各测点的振动在一定程度上也受到车轮转动频率的影响（传动轴的0.19 阶），但发动机的2 阶或4 阶惯性力对发动机、传动轴支架以及车架上各测点的振动贡献更大一些，且频率主要分布在100Hz 以上，但这部分频率成分并没有明显的传递到车身和车厢内部。表3 测点主要振动频率分布特性列表
（图片）4.4 悬架和轮胎的偏频试验及分析
偏頻试验是对悬架和轮胎性能评价的指标之一，反映了悬架和轮胎对整车动态特性的影响。测定的参数包括车身部分（悬架簧载质量）和车轮部分（非簧载质量）的固有频率，这些参数是分析悬架系统振动特性和对汽车平顺性进行研究和评价的基本数据。偏頻试验参照GB/T4783 标准进行。
悬架和轮胎的偏频试验按满载和空载两种工况进行试验，分别对两后轮或两前轮同时支起和仅支起左后轮或左前轮。试验方法为滚下法，即将汽车测试端的车轮，沿斜坡驶上凸块，在停车挂空档发动机熄火后，再将汽车车轮从凸块上推下、滚下时应尽量保证左、右轮同时落地。采样频率40Hz，频率分辨率0.05Hz，数据处理方法为频率分析法，即车身或车轮部分加速度均方根自功率谱的峰值频率为车身或车轮部分的固有频率。
图19、图20、图21、图22 为悬架及轮胎的均方根自功率谱，红线代表整车工况为满载的状态，蓝线代表整车工况为空载的状态。（图片） 从表4 悬架和轮胎的偏頻试验结果得出分析结论：轮胎的偏频在12Hz 和14Hz 附近，车辆在97~118km/h 的速度行驶时，车轮的转动频率为11.8~14.6Hz（轮胎滚动半径为0.363m），二者频率相近，车辆在此速度范围内行驶时易产生共振。表4 悬架和轮胎的偏频试验结果
（图片）4.5 局部频率传递特性试验及分析
局部频率传递特性试验目的是了考察后桥上的激励经悬架到车身及车厢地板的频率传递特性，以及悬架上方车架上的激励到车身及车厢地板的频率传递特性。试验采用锤击法，分别敲击后桥左半轴靠近轮胎处和后桥上方车架左纵梁，响应点位置为C柱、B 柱、外壁、车厢地板(后)、车厢后地板(前)。（图片） 从激励点传递到响应点的频率成分中，所关心的11.8~14.6Hz 的频段内均有明显峰值出现，表明样车对11.8~14.6Hz 的激励频段没有有效隔离，从而导致车辆共振。
通过有限元分析软件对白车身进行模态振型分析，并验证车身加强改进措施的改进效果。采用LMS 振动噪声测试与分析系统对频谱分布特征采集及阶次跟踪、悬架和轮胎的偏频试验、局部传递特性测试进行分析。当车辆以大约95km/h 到120km/h 的速度行驶时，由于轮胎的不平衡和动态特性不匹配，从而产生了频率为11Hz 到15Hz 左右的周期性激励力，此频率成分的激励经轴头和悬架传递到车厢地板和车身侧壁，恰与车身和地板的某阶模态频率相近，从而产生了车身和地板“异常振动” 的现象。其中轮胎产生的激励是主要激励源，11Hz到15Hz 是引起振动的关键频率。以上研究找到了该车型振动的主要激励源，为今后改进提出了指导性建议。
参考文献
1.庞龙, 谌刚,何华.汽车噪声与振动.北京理工大学出版社,2006.6
2.傅志方,华宏星.模态分析理论与应用.上海交通大学出版社, 2000.7
3.朱壮瑞,孙庆鸿等.轻型客车白车身动态性能测试研究.制造业自动化,2002.6
12/25/2011
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