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汽車懸置支架動剛度對車身NVH性能影響的分析

2020-02-25 00:16:07·  來源：智數(shù)汽車大數(shù)據(jù)  
　
摘要：為了驗證汽車動力總成懸置支架動剛度對車身NVH 性能的影響，該文采用HyperWorks 軟件建立內(nèi)飾車身有限元模型，利用Nastran 軟件對模型進行了懸置支架動剛
摘要：為了驗證汽車動力總成懸置支架動剛度對車身NVH 性能的影響，該文采用HyperWorks 軟件建立內(nèi)飾車身有限元模型，利用Nastran 軟件對模型進行了懸置支架動剛度、振動和噪聲傳遞函數(shù)分析。通過對懸置支架的優(yōu)化，解決了由于左、右懸置支架動剛度過小導致的座椅導軌振動大、駕駛員右耳噪聲高的問題，為車身NVH 性能開發(fā)提供了指導意見。

關鍵詞：汽車懸置支架；動剛度；NVH 性能
 

隨著生活水平的提高，人們對汽車功能的要求越來越高，對NVH 性能也越來越重視。動力總成的振動占汽車振動的很大部分，它的振動通過懸置橡膠及懸置支架連接到車身，因此懸置支架的性能好壞對NVH性能有著重要的影響。對懸置支架NVH 特性影響比較大的是動剛度。動剛度是動載荷下懸置支架抵抗變形的能力。懸置支架動剛度所考察的是在關注的頻率范圍內(nèi)該支架局部區(qū)域的剛度水平，動剛度不足必然引起更大的振動和噪聲，將對整車NVH 性能產(chǎn)生非常不利的影響，是在整車NVH 分析中必須要考慮的因素。文章以某車型為研究對象，通過懸置支架動剛度分析，發(fā)現(xiàn)左、右懸置支架動剛度不足，同時影響了座椅導軌振動和駕駛員右耳噪聲水平。對懸置支架進行了結構優(yōu)化，提高其動剛度，同時座椅導軌的振動傳遞函數(shù)和駕駛員右耳的噪聲傳遞函數(shù)都得到了改善。

1.  動剛度原理

在車身CAE 分析中，車身的局部動剛度常采用源點加速度導納（IPI/（（mm/s2）/N））進行評價，如式（1）所示。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點，測得該點在對應頻率范圍內(nèi)的加速度導納。
 
式中——加速度，mm/s2； 

F——激勵力，N；

ω——圓頻率，rad/s；

f——頻率，Hz；

K——動剛度，N/mm。

為更直觀地看出各關鍵點的動剛度，并方便與參考值進行比較，對分析得到的加速度曲線進行數(shù)據(jù)處理，將其等效為在關注的頻率范圍內(nèi)的1 個具體數(shù)值，成為等效動剛度（Kd/（N/mm）），計算公式，如式（2）所示。
其中
 
式中：SumAcc——每個頻率下加速度響應的和，mm/s2；

n——頻率個數(shù)。

2.  懸置支架動剛度分析

在車型設計初期考察懸置點動剛度時，采用的是TB（內(nèi)飾車身）模型，懸置布局為左、右、后懸置三點支撐，將3 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，求解范圍在20～250 Hz。以激勵點作響應點，輸出懸置點的加速度響應，并把加速度響應曲線縱坐標轉換成對數(shù)的形式。根據(jù)工程經(jīng)驗，懸置支架動剛度目標值設定為5 000 N/mm。

通過CAE 分析，左、右懸置支架動剛度明顯不足。因左、右懸置結構對稱，后續(xù)分析以左懸置為例。左懸置加速度響應曲線，如圖1所示。

圖1 汽車左懸置加速度響應曲線圖

從圖1 可以看出：左懸置X 向平均動剛度為2 728.8 N/mm，Y 向平均動剛度為 1 125.2 N/mm，Z 向平均動剛度為3 282.4 N/mm，均低于目標值5 000 N/mm。

3.  懸置支架動剛度對NVH 性能的影響

鑒于左、右懸置支架動剛度較低，影響整車的NVH 性能。以傳函為例，懸置支架動剛度不足對前座椅導軌的振動和駕駛員右耳的噪聲都會有影響。左懸置Y 向激勵，座椅導軌速度響應曲線，如圖2所示，座椅導軌Y，Z 向速度響應超出目標線（0.03 mm/s）。左懸置X，Y，Z 向激勵，駕駛員右耳聲壓級響應曲線，如圖3所示，Y，Z 向激勵聲壓級響應峰值為65.4 dB，超出目標值約10 dB。

圖2 汽車座椅導軌速度響應曲線圖
圖3 汽車駕駛員右耳聲壓級響應曲線圖
4.  懸置支架改進方案

通過結構分析，發(fā)現(xiàn)懸置彈性中心點偏離中心線，且側面沒有支撐。針對這2 個問題，對左懸置支架進行了結構優(yōu)化，優(yōu)化方案，如圖4所示。

圖4 汽車左懸置優(yōu)化方案圖

優(yōu)化后懸置支架動剛度明顯提高，X，Y，Z 三向的平均動剛度在關注的頻率范圍內(nèi)均達到了目標。加速度響應曲線，如圖5所示。

圖5 汽車左懸置優(yōu)化后加速度響應曲線圖

懸置支架動剛度提高后，車身振動和噪聲傳遞函數(shù)也得到了改善。左懸置Y 向激勵，座椅導軌速度響應峰值均降到了目標值（0.03 mm/s）以下，如圖6所示，滿足目標要求。駕駛員右耳的最高聲壓級響應降低了7 dB，如圖7所示，雖未達標，但也大大降低了車內(nèi)噪聲。影響噪聲傳遞函數(shù)的因素較多，激勵只是一方面，車身結構也是重要的影響因素，后續(xù)噪聲傳遞函數(shù)的優(yōu)化工作可以從車身結構著手。

圖6 汽車懸置優(yōu)化后座椅導軌速度響應曲線圖

圖7 汽車懸置優(yōu)化后駕駛員右耳聲壓級響應曲線圖

5.  結論

文章對某車型的TB 模型進行了懸置動剛度分析，以及懸置激勵，座椅導軌振動和駕駛員右耳聲壓級響應的傳遞函數(shù)分析。發(fā)現(xiàn)左懸置動剛度明顯不足，進而影響了座椅導軌振動和駕駛員右耳聲壓級。通過結構優(yōu)化，在提高懸置動剛度的同時，車身的NVH 性能也有了很大改善。
 
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