关于轿车后排鼓音的优化改进.docVIP

关于轿车后排鼓音的优化改进 　　汽车噪声、振动及因其而引起的汽车乘坐舒适性问题，即NVH(Noise,Vibration,Harshness，声振舒适性)问题，是汽车在制造过程中衡量其质量的一个重要标准。目前对于汽车的性能、质量等方面的研发均已达到一定水平。因此，顾客对于乘坐舒适性方面的性能要求在不断提高，从而使以改善汽车乘坐舒适性为目的的汽车NVH特性研究变得更加重要。在汽车市场销售中，资料显示近年来大约有三分之一客户的抱怨、投诉都与NVH问题相关。 　　文中主要介绍一种通过采用振动传递函数分析与实验相结合来确定后扭力梁纵臂加粗方案的方法，从而解决后排鼓音问题，通过计算各种方案中后扭力梁纵臂加粗以后的振动传递函数，根据工程经验，综合考虑实际产品生产成本以及产品生产工艺技术问题(如零部件模具、装配以及加工工艺等)，并通过实验测试选择最优方案，较好地解决了后排鼓音问题。 　　1传递函数理论 　　对于线性定常系统，传递函数是指在零初始条件下，系统输出量的拉氏变换与引起该输出的输入量的拉氏变换之比。 　　传递函数表达式为 　　Ha(omega;)=-omega;2Hd(omega;)=-omega;2x(jomega;)f(jomega;)=-omega;2k(1--omega;2)1+(2xi;omega;ˉ1--omega;2)2ej?(1) 　　?=-tan-12xi;omega;ˉ1-omega;ˉ2;omega;ˉ=omega;omega;0=omega;mk;(2) 　　xi;=cc0=c2km=c2momega;0(3) 　　式中Ha(omega;)为加速度传递函数;Hd(omega;)为位移传递函数;omega;为激励频率;omega;0为系统的无阻尼固有圆频率;omega;ˉ为频率比;xi;为阻尼比;?为相位角。 　　从式(1)中得出，Ha(omega;)的意义是在单位载荷力的激励下，系统所产生的加速度响应。当omega;ˉrarr;1时，Ha(omega;)rarr;infin;，即当激励频率接近系统的固有频率时，传递函数值将迅速增大，从而可以判别各阶共振频率。 　　2问题点描述 　　某紧凑型车在高速路面匀速行驶时，后排存在明显鼓音，主观感受非常明显。在3G40km/h和5G60km/h工况下测试前排驾驶员和后排右侧乘员耳旁噪声，发现该款车在40km/h、60km/h中等车速工况下，后排座椅中间位置在140.9Hz前后有明显的峰值，前排驾驶员和后排右侧乘员耳旁噪声值高于同类型对标车目标值。因此，频率140.9Hz处是该车车内噪声的关注区域，在此频率附近的振动噪声是引起后排鼓音的主要原因。 　　3采用CAE确定问题点 　　3.1后扭力梁模态分析 　　将建好的三维模型以IGES格式导入到HyperMesh前处理软件中，对模型进行网格划分前需要针对模型进行简化处理，在保证网格质量的前提下，应该尽可能减少模型单元和单元节点数，选取网格大小为4mm，在壳单元的基础上生成四面体单元。有限元单元数为50111，节点数为50689。划分网格完毕后，还需对网格质量进行检查，主要检查以下内容：单元翘曲度、雅可比值、最小内角等。 　　基于扭力梁结构的模型利用Nastran中的Lanczos算法进行模态求解，综合考虑悬架结构以及低阶模态的动力特性对结构响应程度大于高阶模态等因素，文中的模态分析选取12阶模态。 　　可知，后扭力梁的第11阶次频率140.8Hz对应后扭力梁扭转和整体纵向弯曲模态，与实验测试的峰值频率比较接近，由此可以判断，后扭力梁是引起噪声峰值的主要原因。 　　3.2后扭力梁振动传递函数分析 　　车身结构系统的输入在整车坐标系下X方向主要是后悬架扭力梁与车身的连接点作为车身受力的输入点，故针对扭力梁悬架在X方向的振动传递函数(VTF)进行分析研究，以轮心为输入点，以纵臂衬套端为输出点，基于模态法进行动载荷输入下的有限元仿真。横坐标表示频率，纵坐标表示加速度值。 　　可知，扭力梁结构振动传递函数在频率140.9Hz处出现振动值过大的情况，故其为车身噪声峰值频率。考虑CAE模型存在的误差，可用于选择的频率范围在130Hz～150Hz之间;基于其对扭力梁引起车身噪声过大问题有较强的相关性，初步判断后悬架结构与车身在该频率下出现共振。所以，需要对该结构进行优化。 　　4优化方案的提出 　　通过分析后扭力梁的模态和振动传递特性得出后扭力梁是造成后排鼓音的主要原因，需要通过改变扭力梁的结构来改变扭力梁的模态，从而避开峰值频率，改善后排噪声。根据工程经验，综合考虑实际产品生产成本以及产品生产工艺技术问题，最终确定几种后扭力梁纵臂加粗的方案，需要通过分