【原】动刚度分析在整车NVH调试中的应用

汽车NVH云讲堂 2022-07-26 发布于广西

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[摘要]动刚度指标是整车NVH性能评价体系中的重要考核内容，基于有限元分析方法, 利用Altair RADIOSS软件的模态频率响应方法对底盘零件关键点的动态特性进行分析，得到相关零件的动刚度曲线。通过对关键点进行动刚度分析,可以为车辆NVH性能改进提供理论参考，缩短开发周期和降低开发成本，对于提高车辆NVH性能设计水平具有重要的意义。

关键词：动刚度，模态，频率响应

前言

随着消费者收入水平的提高，对汽车产品的舒适性需求越来越高,从而导致了在整车开发中对影响舒适性指标的振动噪声提出了更高的设计要求。在汽车行驶过程中,发动机和路面的激励通过发动机悬置与车架上的连接点、车身、座椅以及其它部件,最终影响乘员的NVH主观感觉。悬置支架与车架连接位置的设计好坏对整车的噪声、振动(Noise, Vibration Harshness,简称NVH)性能中有着重要影响。

我公司某一新开发车型，在怠速工况下，车内噪声大，悬置隔振率未达到目标要求见表。针对这一问题，文中展开了理论研究，先对原有悬置与车架连接点动刚度进行仿真分析找出存在的问题，然后提出改进方案，改进方案经分析已经满足设计要求，最后LMS系统测试了改进后悬置支架的动刚度以及整车的NVH性能表现，通过对计算和实测的数据进行分析，所做的改进达到了良好的效果。

表1 NVH目标及现状

1动刚度的概念及基本理论

频率响应分析可以实现对结构的动态特性分析,预测结构的持续动力特性,验证设计能否克服共振、疲劳及其受迫振动引起的结构破坏，是计算线形结构在稳态振动激励下的响应的方法。对于线弹结构,一般采用粘性阻尼或结构阻尼振动系统，阻尼的作用主要是转移系统的能量，结构阻尼主要是由于不完全弹性的结构材料的内摩擦和在结构的固定连接处，接触面之间的摩擦力引起的。根据汽车的结构形式,对汽车车身采用结构阻尼系统。在车身仿真分析中,车身的局部刚度常采用速度导纳进行评价。对于速度频率响应分析,常把载荷输入点与响应点取同一点,称为Driving Point Mobility,简称为Point Mobility。与Mobility密切相关的一个概念是动刚度，表征了结构在动载荷作用下抵抗变形的能力，动刚度不足将对车身疲劳寿命和整车乘坐舒适性产生非常不利的影响。一般情况下，在能够满足工程要求的基础上，悬置系统中隔振元件的Mobility设计的越高越好，而车身、车架等隔振件的连接件的Mobility设计的越小越好。

在分析动刚度时，一般使用模态频率响应分析法，模态频率响应分析的基本流程是先进行结构的模态计算，然后调用模态计算的结果，考察在设定的所要分析的激振频率范围内的频率响应。模态频率响应法计算响应就是利用结构的模态变形来减少方程数量及解耦运动方程的。通过模态频率响应分析可以求出结构在多种频率下的位移、速度、加速度响应，得出响应的频率响应曲线，进而实现对结构的动态特性分析。

2 分析实例

2.1 原方案分析模型的建立

车身和底盘件相连接的关键部位，需要其在汽车运行时能够承受一定的载荷，因此，为了能够满足车辆运行的需求，需要这些部位的局部动刚度满足一定的目标值要求，因此需要在自由模态和静刚度分析基础上获取底盘零部件安装点在稳态振动激励下的响应。底盘结构设计中,一些关键点,包括发动机悬置点、减震器安装点、拖曳臂安装点及副车架安装点等是向车身传递振动的主要来源,对车身的振动和疲劳破坏有重要的影响作用,因此分析关键点的动态特性具有重要的意义。

基于有限元分析方法,计算出底盘安装点在单位简谐载荷作用下的响应。利用Altair HyperMesh软件建立N400车架有限元模型，均采用壳单元进行网格划分,模型如图1所示。

模型中采用计算中所使用的材料参数如下：

钢的材料参数：弹性模量：210Gpa，材料密度：7.85e-9ton/mm3，泊松比：0.3，各子零件的钣金厚度在此不再详细列出。

图1 车架有限元模型

2.2 分析过程及结果分析

为了获得发动机悬置安装点的速度响应函数,首先建立底盘结构的有限元模型,并在悬置安装点施加载荷,然后利用RADIOSS软件的动力分析模块求解分析。

采用Altair RADIOSS软件的模态频率响应方法计算该安装点的动态刚度。用于分析的车架模型无约束，为自由状态, 由于对车架不施加任何约束,故该动态刚度能反映整个车架的局部固有特性,本文采用3%的结构阻尼。将每个连接点的每个方向（X、Y、Z）的激励载荷定义为一个载荷工况，载荷为1N的集中力，频率范围为所关注的中低频率，同时将激励点定义为响应点，且响应自由度与激励自由度相同，例如Z向单位激励的输出为Z向速度响应。

以下为研究车型的发动机前左、右悬置点的动刚度分析过程，得到该点的模态频率速度响应，图2是发动机前悬置安装点的Z方向上的Point mobility曲线,从上图2中可以看出, 左悬置动刚度在120Hz-230Hz处超出目标线，在191Hz处峰值为408N/mm；右悬置动刚度220Hz以内超出目标线，其中在183Hz处峰值为416N/mm（ NVH目标为XYZ三个方向在200HZ以内动刚度大于1000N/mm.），而实测的结果左右悬置支架模态分别为166Hz及172Hz，与仿真分析结果非常接近，这应该是造成表所示整车内噪超标的主要原因。

图2 原方案左、右悬置支承架动刚度分析结果

2.3 改进方案

为了提高左右悬置Z向的动刚度，在对多个方案进行分析的基础上，结合车身制造工艺的考虑，最终采用的方案如图3所示。其中车身侧悬置安装支架纵梁外侧增加一个3mm加强板，取消车架内侧原加强版同时支架安装孔往车身外侧移80mm，左右支承架Y向相应加长80mm。最终车身增重1.2kg,左右支承架增重0.2kg。

图3 改进前后方案对比

2.4新方案分析

按照2.2的分析方法，对新方案进行动刚度分析，发现新方案的Z向动刚度以及满足设计要求，具体见图4，从图中可看出发动机悬置左右支承架动刚度较原方案有较大提升，发动机左支承架Z向动刚度接近1000N/mm目标线要求且峰值频率达到236HZ；发动机右支承架Z向动刚度值虽然在180Hz至225Hz范围超出目标要求，但峰值频率高于200Hz达到207HZ。该方案结果NVH可接受。

图4 改进后左右悬置Z向动刚度分析结果

2.5 新方案测试验证

按照2.3的改进方案制作了样件，装车进行NVH测试，发现车内噪声、振动及悬置隔振率提升明显，达到了预期要求。

2.5.1 车内噪声分析

噪声具体表现为：3档全油门加速，车内驾驶员右耳噪在1000~5000rpm范围内，4阶@2400rpm峰值完全消除，2阶3200~4000rpm峰值亦改善较大（见图5）；中排噪声4阶@2400rpm峰值有所降低，2阶3200~4500rpm转速段均改善较大（图6）；后排噪声对比，后排无4阶@2400rpm左右峰值，加强后2阶3900rpm峰值有所改善。

图5 改进前后驾驶员耳旁噪声对比

图6 改进前后中排噪声对比

2.5.2 车内振动分析

振动方面的改善也非常明显：3档全油门加速，1000~5000rpm驾驶员座椅振动对比，4阶2500rpm座椅峰值降低5-10dB，2阶振动也有所降低（见图7）；中排座椅振动对比，4阶振动各峰值均有所降低，总振动加速度级降低1-5dB（图8）。

图7改进前后驾驶员座椅振动对比

图8 改进前后中排座椅振动对比

2.5.3 悬置振动及隔振率分析

悬置的振动改善为：3档全油门加速，1000~5000rpm左、右悬置Z向车身侧支架振动加速度比加强前降低2-5dB，4阶@2400rpm峰值已基本消除，2阶振动也有较大降低（图9）。3档全油门加速，1000~5000rpm左悬置隔振率与原方案对比，提升3-10dB，已可满足20dB隔振要求（图10）。右悬置隔振率与加强前对比，效果不如左悬置大，X向略有降低，但可满足要求，Y\Z向有所提升。