（机械电子工程专业论文）汽车乘坐室结构振动噪声cae分析与研究.pdf

汽车乘坐室结构振动噪声c a e 分析与研究 摘要 论文针对某s r v 车，利用有限元、边界元等数值计算方法及模态分析方法， 使用现有成熟c a e 分析软件，对轿车车内低频结构振动噪声进行c a e 仿真分 析与控制。通过对车身结构的优化降低了车内噪声水平。先后做了如下研究工 作： 1 建立了白车身有限元模型，并通过计算与试验模态对比，修正了有限元 模型；在此基础上，建立了含门窗的完整车身有限元模型和车内声场有限元、 边界元模型。为后续分析提供模型。 2 分析了白车身结构的频率响应特性；提取车身速度响应作为声场边界条 件进行了车内声场频率响应分析；并对耦合模型做了初步的频率响应分析。通 过分析了解车内声场响应特性，找出响应峰值频段。 3 针对峰值频段，对车内关注点处声压进行了面板贡献度分析，找出对关 注点处声压贡献较大的板件，为结构优化制定目标。 4 以控制板件振动为目标，对车身结构某些板件的厚度进行了灵敏度与优 化分析。以灵敏度值高的板件厚度为设计变量进行了优化分析。 5 根据优化结果，改进车身结构，并对比改进前后车内噪声水平以评价改 进措施的有效性。 关键词：结构振动噪声；c a e ；模态分析；面板贡献度分析；灵敏度分析；优化 分析 r e s e a r c ha n dc a e a n a l y s i so ns t r u c t u r e b o r n en o i s eo f a u t o m o b i l ep a s s e n g e rc o m p a r t m e n t a b s t r a c t t oac e r t a i nv e h i c l e ，c a es i m u l a t i o na n a l y s i sa n dc o n t r o lw e r em a d et ot h e i n t e r i o r l o w - f r e q u e n c y s t r u c t u r e - - b o r n en o i s eb y u s i n ge x i s t i n g m a t u r ec a e a n a l y s i ss o f t w a r eb a s e do nn u m e r i c a lm e t h o d ss u c ha sf e m 、b e me t ca n dm o d a l a n a l y s i sm e t h o d t h ei n t e r i o rn o i s ew a si m p r o v e db yo p t i m i z i n gs t r u c t u r e r e s e a r c h w o r k sw e r em a d ea sf o l l o w s ： 1 f em o d e lo ft h eb i w ( b o d y i n - w h i t e ) w a sb u i l ta n du p d a t e db yc o m p a r i n g r e s u l t so fc a l c u l a t e da n de x p e r i m e n t a lm o d a la n a l y s i s o nt h i sb a s i s ，af u l lb o d yf e m o d e lw i t hd o o r sa n dw i n d o w sw a sb u i l t ，s oa st h ei n t e r i o ra c o u s t i cf ea n db e m o d e l s 2 f r e q u e n c yr e s p o n s ea n a l y s i sw a st a k e nt ot h eb i ws t r u c t u r e t h e ni n t e r i o r s o u n df i e l df r e q u e n c yr e s p o n s ew a sc a l c u l a t e db ye x t r a c t i n gt h ev e l o c i t yr e s p o n s e o ft h es t r u c t u r ea st h eb o u n d a r yc o n d i t i o n a l s oap r e l i m i n a r yc o u p l i n ga n a l y s i s w a sm a d et ot h ec o u p l e dm o d e l t h r o u g ht h e s ea n a l y s e s ，r e s p o n s ec h a r a c t e r i s t i c so f t h es o u n df i e l da n dt h ep e a kr e s p o n s ef r e q u e n c i e sw e r ef o u n d 3 p a n e lc o n t r i b u t i o na n a l y s i sw a sm a d ea tt h o s ef r e q u e n c i e sw h e r ep e a k v a l u e sw e r ef o u n d t h e np a n e l sw h i c hh a dal a r g ec o n t r i b u t i o nt ot h es o u n d p r e s s u r eo f f o c u s e dp o i n t sc o u l db ef o u n do u ti no r d e rt os e tt a r g e tf o rt h es t r u c t u r a l o p t i m i z a t i o n 4 t a k i n gp a n e lv i b r a t i o nc o n t r o la st h et a r g e t ，d y n a m i cs e n s i t i v i t ya n a l y s i s w a sc a r r i e do u tt os o m ep a n e l s t h i c k n e s s o p t i m i z a t i o na n a l y s i sw a sm a d et ot h e s e v a r i a b l e sw h i c hh a dah i g hs e n s i t i v i t yt ot h et a r g e t 5 a c c o r d i n gt o t h eo p t i m i z a t i o nr e s u l t s ，s t r u c t u r ew a si m p r o v e d t h e n c o m p a r i s o nb e t w e e nt h ei n t e r i o rn o i s el e v e l sb e f o r ea n da f t e ri m p r o v e m e n tw a s m a d et oa s s e s st h ee f f e c t i v e n e s so ft h ei m p r o v e m e n t k e y w o r d s ：s t r u c t u r e - b o r n en o i s e ；c a e ；m o d a la n a l y s i s ；p a n e lc o n t r i b u t i o n ； d y n a m i cs e n s i t i v i t y ；o p t i m i z a t i o n 插图清单 图1 1 车内噪声的形成一l 图1 2 车内结构声和空气声在全频域段的能量分布2 图1 3 本文研究思路5 图2 1 微元体模型一6 图2 2 微元体在x 方向上的受力情况7 图3 1a c m 2 焊点模型1 5 图3 2 车身模块化建模流程1 5 图3 3 车身各总成有限元模型1 6 图3 - 4 白车身有限元模型1 6 图3 5 实验测点布置一1 8 图3 - 6 某几阶整车模态振型对比图2 0 图3 7 右前车门有限元模型2 0 图3 8 后背门有限元模型2 0 图3 - 9 完整车身有限元模型2 1 图3 1 0 车内声腔封闭模型2 2 图3 11 声学有限元模型2 2 图3 1 2 第八阶声模态振型云图2 3 图3 一1 3 第九阶声模态振型云图2 3 图3 1 4 第十阶声模态振型云图2 4 图3 1 5 声学边界元模型2 4 图4 1 频率响应分析边界条件一2 6 图4 2 各参考点速度幅值响应曲线2 7 图4 3 白车身在部分计算频率下的速度响应云图一2 7 图4 4 振动壁板阻抗边界2 8 图4 5 阻抗边界条件( f e m ) 2 9 图4 6 响应点布置2 9 图4 7 阻抗边界条件( b e m ) 2 9 图4 8 场点布置3 0 图4 - 9 各测点声压频率响应( f e m 与b e m 计算结果对比) 3 0 图4 1 0 峰值频率声压响应云图3 l 图4 1 1 模态插值示意图3 2 图4 1 2 结构替代模型3 2 图4 1 3 某几阶模态振型云图3 3 图4 1 4 声振耦合分析中各测点声压级频率响应( a 计权) 3 4 图4 1 5 耦合分析中某几个峰值频率下声压响应云图3 5 图4 16f e m 计算结果与耦合计算结果对比3 6 图5 1 某频率下的声传递向量云图3 9 图5 2 峰值频率下1 、3 测点的单元贡献云图4 1 图5 3 车室内壁板件分布图4 2 图5 4 面板选择集( s e t s ) 一4 2 图5 5 各板件在峰值频率处对测点1 的贡献系数4 3 图6 1 灵敏度系数4 6 图6 2 优化、灵敏度分析流程4 6 图6 3 设计变量选取的板件4 7 图6 4 目标函数值变化历程5 1 图6 5 优化前后各测点的a 计权声压级对比5 2 i v 表格清单 表3 1 网格划分标准1 4 表3 2 轿车车身某材料参数表1 4 表3 3 试验所需设备1 8 表3 - 4 某s r v 车计算与试验模态结果对比表1 9 表3 5 声模态计算结果对比2 3 表4 1 各面板阻抗边界条件2 8 表4 2 前2 0 阶约束模态模态频率3 3 表4 31 4 0 0 h z 内所有声腔模态3 4 表4 4 各测点峰值频率统计3 5 表5 1 板件编号4 l 表5 2 各峰值频率下对1 、5 测点板件贡献统计4 4 表6 1 设计变量参数表4 7 表6 2 加权系数4 9 表6 3 各设计变量灵敏度值一5 l 表6 4 优化设计变量参数表5 2 v 独创性声明 本人声明所呈交的学位论文是本人在导师指导卜进行的研究：r 作及取得的研究 成果。据我所知，除r 文中特别加以标注和致谢的地方外，论文中不包含其他人已 经发表或撰写过的研究成果，也不包含为获得 佥8 巴上些兰i 堂 或其他教育机 构的学位或证书而使用过的材料。与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均 已在论文中作了明确的说明并表示谢意。 学位论文作者签名：文翔嚼 签字日期凶。年年月f 乎日 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解佥8 巴王些厶堂有关保留、使用学位论文的规定，有 权保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和磁盘，允许论文被查阅和借阅。 本人授权盒日墨王些太堂可以将学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检 索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存、汇编学位论文。 ( 保密的学位论文在解密后适用本授权书) 学何论文作者签名：支耘略 签字日期彷f 许牛月1 8 自 学伉论文作者毕业后玄向： 1 ：作单何： 通讯地址： 铷繇修 导师签名：l j j 签字日期彦甜薛净hf 粕 电话： 邮编： 致谢 转眼间三年的研究生求学生涯已接近尾声! 回首过往的岁月，无论在学习、 科研，还是在生活中的各个方面，我都得到了许多老师、同学和朋友的悉心照 顾，点点滴滴我都将永远铭记于心。 首先，感谢我尊敬的导师陈剑教授。在三年攻读硕士学位期间，陈老师无 论是在学习上还是在生活上都给了我极大的关心和帮助，使我得以顺利完成硕 士研究生阶段的学习和科研。陈老师渊博的知识、严谨的治学态度、敏锐的学 术思想、以及积极进取的科研精神是我终生学习的楷模。在课题研究过程中， 陈老师以他独特的思考方式、丰富的实践经验，解决了我所遇到的疑惑和难点。 值此论文完成之际，谨向陈老师表示衷心的感谢和崇高的敬意! 感谢陈心昭教授，先生儒雅的学者风范和广博的学识给予我巨大的感染。 毕传兴教授严谨的科研精神一直是我学习的榜样。再次感谢噪声振动工程研究 所所有的老师，是你们的热情，你们的努力，你们的无私使我一点一点的成才， 一步一步做出今天的成绩。 感谢c a e 小组的每一个成员，本课题中的车身模型及白车身模态实验是在 大家的辛勤努力下完成的。在此，还要感谢饶建渊、王彦博、张丰利、雷明准 师兄在c a e 分析方面对我的指导。 三年来，实验室的所有成员共同营造了浓厚的学术氛围和良好的学习环境， 在学习和工作中，大家相互支持与协作、共同交流与沟通，这所有的点点滴滴 都给予我很大的帮助和促进。几年的朝夕相处也使我们建立了深厚的友情，弥 足珍贵。谢谢你们! 最后感谢我的父母、亲人，感谢他们这么多年来对我的支持和关怀，正是 他们无私的关爱和辛勤的付出，使我能在艰难的环境中迈出一个又一个坚实的 步伐。 作者：文智明 2 0 1 0 4 第一章绪论 1 1 汽车乘坐室噪声问题及课题来源、研究意义 随着人们生活水平的提高，消费者对汽车乘坐舒适性的要求也越来越高， 尤其是对汽车的n v h ( n o i s e 、v i b r a t i o n 、h a r s h n e s s ) 特性提出了更高的要求。 汽车噪声已经成为了一种重要的环境污染源，其不仅影响司乘人员的乘坐环境， 还会对车辆周围环境造成严重的污染。汽车噪声中，人们最关注的是车内噪声。 车内噪声过大会严重影响汽车的乘坐舒适性、安全性，人在车内对各种信号的 识别能力及人的心理状态等。因此，车内噪声作为汽车乘坐舒适性的重要指标 之一，正受到用户的严格挑选。降低车内噪声水平，已成为各国政府和车辆生 产厂家共同关注的问题，并被作为重要的研究课题【1 - 4 。 通常，汽车乘坐室噪声主要来源于发动机噪声、进排气噪声、结构振动辐 射噪声和风噪声等【4 j 。这些噪声以空气声和固体声两种形式形成车内噪声。 1 车外噪声向车内的传播。汽车外部的各种噪声经由空气介质通过乘坐室 壁板、门窗上的孔和缝等直接传入车内，这部分噪声被称为空气声。 2 车身结构的振动。引发车身结构振动的激励源主要有：发动机和传动系 的振动；路面不平引起的轮胎振动；车辆高速行驶时，车身附近的气流引起的 气压波动等。最终，所有这些激励将使车室周围板件产生振动，从而向车内辐 射出噪声。我们把这部分噪声称为固体声，也可称为结构声。 3 车内混响。上面两种噪声( 空气声、结构声) 是车内噪声的直达声，而 另一部分为混响声。混响声指的是声波经过壁面一次或多次的反射后形成的噪 声。乘坐室内部噪声是直达声和混响声两者迭加的结果。 振动表面辐射 气流扰动 一一一卜 图1 1 车内噪声的形成 通过大量测试，车内噪声组成在2 0 1 0 0 0 h z 之间的能量分布如图1 2 所示。 从图中可以看出：8 0 0 h z 以上的中高频段车内噪声主要以空气声的形式传入车 内，5 0 0 h z 以下的中低频段车内噪声则主要是由结构传播产生。因此，低频段 分析是以结构声为主，即主要考察各激励的振动通过车身结构传递到乘坐室引 起的噪声【5 1 。 永 v 赵 藿 枢 删 镒 ? 杉 幽司 歹77 7， ， 膨，、 入 空气声f ， 、7 厂7、 。，。7 j 01 5 04 0 05 0 06 0 08 0 01 0 0 1 3 图1 2 车内结构声和空气声在全频域段的能量分布p 对于车内噪声而言，2 0 2 0 0 h z 是一个值得重视的特殊频段，该低频段噪声 给人的主观感觉是“b o o m i n g 声，它能造成车内乘员的强烈不适感。但在此 低频段内，常规的吸声降噪措施所起的作用不大【6 儿。目前，该频段的车内声 环境设计问题在世界各大汽车制造厂家都尚未得到很好的解决，成为一大难 题。相应地，当自 针对车内噪声声学舒适性的研究也普遍集中到这一频段范围 【8 】 o 综上所述：汽车乘坐室噪声已成为各国政府和车辆生产厂家共同关注的问 题：车内噪声的声能量又主要集中在中低频范围，而这部分噪声又主要来源于 结构声；传统的降噪措施对此低频段噪声的控制无实际效果。 本课题来源于江淮汽车股份有限公司( j a c ) “s r v 整车n v h 正向设计流 程与工程实施研究 项目，研究主要针对车内低频结构振动噪声的c a e 仿真分 析与控制，有一定的理论和现实意义。 1 2 国内外研究现状 对声学经典理论的研究已有很悠久的历史了。伴随着计算机和数值计算技 术的长足进步，数值分析才在声学研究和工程实际中得到广泛应用。在结构声 辐射研究中，最常用的数值计算方法是有限差分法、有限元法及边界元法p 】。 有限差分法是最早使用的一种数值计算方法，这种方法对于结构外形较为 规则的结构，如梁、板等的计算较为有效，而不便于计算复杂结构。有限元法 则具有适应性强、能对各种外形的结构得出较为合理的计算结果的优点。边界 元法是继有限元法之后发展起来的又一新的数值计算方法，它仅需要结构的边 2 0 0 0 0 0 0 0 0 o j 9 c o 7 6 5 4 3 2 1 界信息，求解变量少，数据需求少，并且对无限区域问题和随时间变化的问题 特别有效1 9 j 。 6 0 年代，有限单元法就已经开始应用于工程声学领域了。1 9 6 6 年，g l a d w e l l 和z i m m e r m a n n 等人提出了一个声场结构能量计算公式，这就开创了使用有限元 法解决声学领域问题的先例【1 0 】。 在乘坐室内部噪声的预测和虚拟仿真方面，8 0 年代初期，通用汽车公司工 程力学研究所的技术人员就已经展开了大量的研究工作。j a w o l f 、d j n e f s k e 、 l j h o w e l l 和s h s u n g 等人通过对比分析建立的二维和三维声学模型计算的结 果，来系统地研究了车内声腔声学有限元模型的建立问题：推出了结构声腔在 受到外界激振力作用时的有限元计算公式；这就为汽车车内噪声预测打下了良 好的基础。14 。 同时，科研工作者开始应用边界元方法对声学响应进行分析。边界元方法 ( b e m ) 是通过边界积分方程在边界上离散进行求解的，这样能使求解问题降低 一维，并可以方便地分析敞口结构的声辐射问题。此外，b e m 的计算精度一般 比f e m 高。由于b e m 的这些显著优点，从而使其一出现就得到了迅速的发展 【1 5 1 1 3 5 1 o 在声学分析软件方面，主流的软件有n a s t r a n 、a n s y s 和s y s n o i s e 。 其中，s y s n o i s e 是目前市场上使用最好的噪声分析软件之一。由于该软件结 合了有限元( f e a ) 和边界元( b e a ) 分析方法进行分析，且在高频段还可采用其独 特的统计能量分析法( s e a ) 来进行噪声的预测，这就使得软件的适用范围更为 广泛【1 6 】。 八十年代以来，国内高校相继开展了对车内噪声的预测与控制方面的研究， 并通过和企业合作的方式解决工程实际问题。 吉林工业大学的赵荣宝等分析了车内噪声研究现状。指出低频结构振动噪 声是车内噪声的主要噪声源；同时他们还对车内声固耦合的分析理论和方法作 了较好的综述等工作【l7 1 。 同济大学靳晓雄等根据轿车设计图纸和其它设计参数对轿车结构一车内声 腔的声振特性建模方法和预测分析方法作了系统研究，并考虑了路面激励、发 动机激励、传动系激励等因素【1 8 】【19 1 。 重庆大学的邓兆祥等人使用有限元计算和模态试验相结合的方法，建立了 某微型载货汽车的结构有限元模型和声腔有限元模型，并同过对比模态实验结 果修正了有限元模型；在此基础上，求出了声结构耦合系统在发动机、路面激 励等条件下的动态响应；并基于上述分析结果，修改了车身结构，从而达到了 降低乘坐室内低频噪声的目的【2 0 】。 吉林大学的马天飞等人使用有限元和多体动力学理论两者相结合的方法对 汽车低频段的n v h 特性进行了探索性的研究，他们使用n a s t r a n 和a d a m s 软件建立起了整车的刚弹耦合模型和声振耦合模型，并对其进行了一体化研 究：还探讨了汽车n v h 性能研究的一个核心问题，即对车内噪声进行预测；最 后，根据试验的结果定性地验证了仿真结果【2 1 儿2 2 1 。 近年来，国内各大汽车厂商也相继成立自己的c a e 分析部门，投入力量研 究汽车n v h 问题。但鲜有报道从设计阶段通过c a e 方法控制汽车n v h 问题的成 功案例。 综上所述，在车内噪声研究理论和方法上已经取得了长足的进展。随着计 算机软、硬件技术的发展，在汽车车内噪声预测与控制研究方面的技术也日趋 成熟。国外各大汽车厂商已经成功的应用于新产品的开发中。我国科技人员在 这方面，虽然做了一些应用和探索，但和国外相比还有很大的差距。 1 3 本文研究内容、思路及结构安排 本文针对某s r v 车，主要采用有限元、边界元方法和模态实验技术，使用 各种成熟的结构、声学分析软件，对车内2 0 2 0 0 h z 频段的结构振动噪声进行 c a e 仿真分析与评价，从中找出影响车内噪声的主要因素，据此优化改进车身 结构，最后分析、评价改进措施的效果，从而达到优化车身结构以降低车内噪 声的目的。本课题的研究思路见图1 3 ，各章安排如下： 第一章：介绍轿车车内噪声问题以及本课题的来源、研究目的与意义，着 重介绍国内外研究现状j 第二章：介绍与本文有关的理论知识，包括声学基础理论、声学有限元基 础、声学边界元基础和声振耦合分析基础。 第三章：主要建立有限元、边界元模型，为后续分析提供分析模型。建立 了白车身有限元模型、完整车身有限元模型、声腔声学有限元与边界元模型； 通过对比计算与实验模态分析的结果验证白车身有限元模型建立的准确性。 第四章：对白车身与声腔进行了动态响应分析。通过分析，掌握声学响应 特性，为后续的改进、优化提供针对性的目标。 第五章：针对声学响应中出现的声压响应峰值频段，进行a t v 与面板贡献 量分析，找出对关注点处声压贡献大的板件。 第六章：通过优化板件厚度，降低对关注点处声压正贡献的板件的振速， 从而降低关注点处的声压，并对比改进前后的声学响应加以验证。 第七章：对全文工作进行了总结，提出存在的不足和困难，对下一步能够 开展的工作进行了展望。 4 厂 第三章 l 第四章 第五章 分析模型h 醉轧完整车嚣予声腔有限元、 二未磊叩解车献汪点馏应龇找出响 厂 型竺 竺堡搿筮竺i 第六章 7 d ( 耐) 为流体的质量矩阵： 9 【k f 】= l r , 37 【b d ( 吲) 为流体的刚度矩阵； 风【尺。】_ p 。且) 行) 7 ) r d c ，) 为结构- 流体的耦合质量矩阵。 2 2 2 衰减声波的有限元计算【1 1 当流体边界有阻尼材料存在时，声波方程的边界条件变为： 罢：一旦粤 ( 2 2 3 ) 式中：竺正为吸声系数；，为阻尼材料的声学阻抗值。 由于阻尼的存在，必须考虑由流体阻尼而产生的能量消耗，能量消耗d 由 公式表示为： d = 扣 等一o 甜p d ( c j )( 2 2 4 ) 6 ro f 将上式代入方程( 2 1 9 ) 中，则无衰减波动方程变为衰减波动方程： 肛，训啪) d ( v 0 1 ) + l 扣睾2d ( v 0 1 ) + 扣 等怯署m ) 咄驯恪帆， q 2 5 将用方程( 2 2 0 ) 表示的声压p 代入能量消耗项d ，可以得到其9 - 限单元 形式的表达式： d = “ 为外激振力。 为描述结构流体的耦合问题，对于结构动力学特性而言，我们还必须考虑 到流体压力载荷向量 f n ) 作用于接触面上对结构的影响，此时的结构动力学方 程变为： 【m 。 u 。) + e 】 玑 “】 玑) = e + e n ( 2 3 6 ) 上式中 f n ) 可以通过对界面s 上的压力积分求得： c n ) = i f 妒d ( j ) ( 2 3 7 ) 式中： ) 为单元位移形函数； 以) 为界面的单位法向量。 将描述压力分布的有限单元形函数( 2 2 0 ) 式代入公式( 2 3 7 ) 中，可得到新的 界面压力载荷向量方程： 疋n = i ) 7 行) d o ) e ) ( 2 3 8 ) 经推导，得到考虑耦合作用的结构动力学有限单元方程： 【m 。 u 。) + c e u e ) + k 。 u 。 一 尺。) r e = e )( 2 3 9 ) 式中： r 。) = l ) 广 门) d ( s ) 。 方程( 2 2 7 ) 和方程( 2 3 9 ) 分别描述了衰减声波和考虑耦合作用的结构 动力学有限单元离散化方程，综合两方程就可获得结构流体耦合问题的方程： 嬲捌 0 1 黝帽跚科甜黜瓣亿4 。， 式中： m p = p o 尺。】。； k p 】_ r 。】。 对于结构流体耦合问题而言，上式中，除子矩阵 m 声 = 风 尺。 7 和 【k 力】- r 。 外，将通过声学流体单元计算出所有上标为p 的子矩阵，而其余子 矩阵将由结构单元来生成。 1 2 第三章分析模型的建立与模态分析 计算机技术的发展和数值分析理论的不断完善，为汽车结构、声场分析提 供了有力工具。有限元法以离散、逼近的灵活算法，寻求满足工程实际需要的 近似数值解，已成为一种常用的结构分析方法【33 1 。同时有限元法和边界元法也 被应用于声学分析领域中。有限元、边界元模型是进行有限元、边界元分析的 基础，也是前处理部分的主要任务。模型的精度对问题求解的准确性有很大的 影响。 3 1 车身模型的建立与模态分析 3 1 1 白车身有限元模型的建立 3 1 1 1 建模原则 轿车白车身结构是由数百个钣金件组成的，由于白车身结构复杂，建立有 限元模型是一项十分繁重的工作。建立准确的有限元模型是取得可靠分析结果 的前提，对建模的考虑如下【3 2 】【3 3 】： 1 结构模型简化 结构模型的简化实际上就是在物理模型的基础上建立起结构力学模型的过 程。为了提高有限元建模效率，缩短分析计算时间，有必要对实际物理模型进 行简化。同时，为保证分析结果的精确性又必须在简化过程中保留主要的结构 特征和力学特性，具体如下： a 整体考虑模型的受力等情况，删除让位台阶、装配工艺孔及过渡圆角等 对结构力学性能影响小的工艺结构； b 略去某些对结构变形和力学性能影响很小的非承载结构，如前翼子板、 保险杠等用螺栓联结的非承载结构和非焊接小零件。 2 单元类型的选取 本文所研究的某s r v 车为全承载式车身，车身是由钣金件通过焊接、冲压、 铆接等一系列工序完成。因为这些钣金件既可以承受平行于其切面方向的拉压 力，又能承受弯曲与扭转载荷。因此，建立车身构件有限元模型时，应选用符 合这两种特性的单元类型。而壳单元( s h e l l 6 3 ) 能够抵抗拉、压和弯扭变形， 方便设置不同板件的厚度，又能对零件的几何外形很好地离散。因此，板壳单 元是适合模拟车身薄板冲压件。 3 网格划分质量的控制 在划分网格的过程中，网格质量的好坏将直接影响到计算结果的准确度。 该s r v 车有限元模型的离散只用到了到二维及三维单元，根据课题需要设置网 格划分标准，见表3 1 。 表3 1 网格划分标准 名称 二维网格标准 = 维网格标准 翘曲角度( w a r p a g e ) 1 5 。5 。 单元长度( l e n g t h ) 按1 0 m m 划分，4 m m2 0 长宽比( a s p e c tr a t i o ) 55 雅可比( j a c o b i a n )o 6o 7 倾斜角度( s k e w a n g l e ) 1 0 。1 0 。 四边形内角( a n g l eq u a d ) 4 0 。1 3 5 。 三角形内角( a n g l et r i a ) 2 5 。1 2 0 。 三角形【h - 全部单元比例1 0 4 材料属性及单位的设置 通常可由泊松比、密度、弹性模量、屈服极限、抗拉强度等物理量来描述 材料属性。在设置单元属性时，多数c a e 分析软件对计算过程中的物理量只做 数值计算而不会进行单位换算。因此，为了确保分析结果的正确性及明确性， 需根据实际情况自行确定一套单位制来表示每个物理量。根据本课题实际情况， 分析中采用t - m m s 单位制，其他导出物理量的单位由此确定，表3 2 列出了该 轿车车身的一种主要材料的参数。 表3 - 2 轿车车身某材料参数表 抗拉强度屈服点弹性模量密度 材料 泊松比 砚m p a o r , m p a ，g p a t 甜 s p c c 3 l92 2 22 107 8 5 e 90 2 8 5 车身焊点模拟 全承载轿车车身零部件之间大多采用点焊的连接方式，点焊焊核的形状为 直径是4 6 m m 的金属块，焊点间距多数为5 0 m m 左右。据统计，每一辆轿车车 身结构上，大概有4 0 0 0 6 0 0 0 个电阻点焊焊点，本s r v 白车身共有6 3 2 5 个焊点。 点焊是现代车身制造中应用最广泛的工艺。因此，影响车身有限元模型精度的 一个关键因素就是对焊点的模拟。 h y p e r m e s h 中基于n a s t r a n 模板的焊点有限元模型主要有a c m 2 、c w e l d 、 r i g i d 三种，由于a c m 2 模型能较好的模拟焊核的特性，所以常用此模型来模 拟点焊。 a c m 2 ( a r e ac o n t a c tm o d e l2 ) 模型是h e i s e r e r 最先提出。该模型是由一 个处于两焊接件间、垂直于被焊接面的六面体单元通过r b e 3 单元分别与两被 焊接件连接组成。六面体单元尺寸与焊核尺寸相当，焊点所受载荷通过r b e 3 单元传递到两个连接件被选定的多个节点上，载荷的传递方向和大小由r b e 3 单元所定义的权重系数来决定。a c m 2 模型如图3 1 所示。 1 4 圈3 1a c m 2 焊点模型 雌元 3 1i2 建模策略与步骤 本文在建立白车身结构有限元模型的过程中使用了模块化建模的思想，即 由各小总成模型组装而成整车模型。这样就可以很方便地修改、增加或删减零 部件模型。白车身系统是由侧围总成、前地板总成、后地板总成、顶棚总成、 前舱总成等几个大总成构成。使用模块化的建模方法，可以使整个建模过程层 次分明，这样不仅利于修改局部摸型，还有利于分工协同工作。 模块化建模思想的流程圈见图3 - 2 所示。使用这种建模思想使得建模过程 直观明了，即使是在新车型的设计过程中，也可以比较方便的修改部分零件， 最后通过组装即可完成新车型车身有限元模型的建立。本文中建立的白车身各 总硪有限元模型如图3 - 3 所示。 黼 圈3 - 2 车身模块化建模流程 a ) 车身前地板有限元模型 ( b ) 印身后地板有限元模 c ) 车身l 计舱有限元模型( d ) 车身顶棚有限元模副 ( e 1 车身侧围有限元模型 图3 - 3 车身各总成有限元模型 与车身有限元建模策略相似，车身焊点的建模也是由小总成到大总成，最 后对连接各个总成，以实现对整个白车身结构的焊点模拟。建立的白车身有限 元模型如图3 ，4 所示。 3 12 臼车身模态计算 3 12 1 史特征值分析【3 4 图3 - 4 向车身有限元模型 结构的固有频率是指结构在受到干扰时发生共振的频率，结构在共振时发 生的变形称为主振动模态，也称为振型。固有频率和振型的计算是一个计算矩 阵特征值的问题。特征值对应固有频率，特征向量对应振型。如果计算中忽略 阻尼作用，则特征值为实数( 考虑阻尼则特征值为复数) 。实特征值分析就是求 解无阻尼、无外载情况下动力学方程的特征值和特征向量的过程。 系统无阻尼、自由振动的动力学方程为： 心+ k x = 0 ( 3 1 ) 式中：m 、k 分别为质量、刚度矩阵；x 为位移向量。 假设系统在各坐标上作简谐振动，即： x = os i n ( o t ( 3 2 ) 式中：为特征向量( 或振型) ；c o 为圆频率。 把( 3 2 ) 代入( 3 1 ) 中可得到： ( k 一2 m ) = 0( 3 3 ) 其特征方程为： i k - ( 0 2 m = 0( 3 4 ) 解方程( 3 4 ) 得到n ( n 为系统自由度数) 个非负解q c o ( 0 c o l ( o n ) ， 令z = q 2 x ( i = 1 n ) ，称石z 为系统n 阶固有频率，分别把q 代入到 ( 3 1 ) 式中可得到n 组向量。，称。为系统的n 阶模态振型。 所以，在实质上，模态计算是一个建立系统动力学方程( 3 1 ) 并求解其特征 值的过程。从中获得固有频率( 特征值) 以及相应固有振型( 特征向量) 。 3 1 2 2 模态提取方法【”j n a s t r a n 软件中提取实特征值的方法主要有三类：跟踪法( t r a c k i n g m e t h o d ) 、变换法( t r a n s f o r m a t i o nm e t h o d ) 、l a n c z o s 方法。 其中，跟踪法有两种，即逆幂法和改进的逆幂法。实质来说，跟踪法是一 种迭代法，对于求解少数几个特征值是比较方便的。当质量矩阵和刚度矩阵为 大型稀疏矩阵时，这种方法可以有效、快速地提取特征值。 变换法是先利用g i v e n s 或h o u s e h o l d e r 变换将特征方程中的矩阵变换成三 对角矩阵，再一次性解出全部特征值。这种方法适用于自由度较少，矩阵较满， 而且需要求解全部或多数特征值的情况。n a s t r a n 提供了多种变换法，其中 的g i v e n s 法和h o u s e h o l d e r 法要求质量矩阵为正定的，而修正的g i v e n s 法和修 j 下的h o u s e h o l d e r 法允许质量矩阵为非正定的，并可以求解刚体模态。 l a n c z o s 法克服了各种限制，并结合了其他方法的各种优点。它要求质量 矩阵为正的半正定矩阵，要求刚度矩阵是对称的。l a n c z o s 方法不会丢根，但 它有跟踪法的效率，因为它仅计算用户所要求的解，这种方法可以计算精确的 特征值和特征向量。 1 7 工程应用中，用户应选择一种最合适的方法。对一模型来说，最合适的方 法取决于以下四个因素：模型的大小( 总自由度数及总动力自由度数) 、质量矩 阵是否病态( 是否有无质量的自由度) 、所希望求出的特征值数目、计算机可用 内存硬盘大小。一般来况，l a n c z o s 法是最可靠、最有效的方法。 对于中、大规模的模型，推荐使用l a n c z o s 法，除了它的可行性及高效性， l a n c z o s 法还支持稀疏矩阵法，这样可提高计算速度，减少对磁盘空间的要求。 本文分析的模型是一白车身整车模型，模型规模较大，故采用l a n c z o s 方 法提取模态。 3 1 3 白车身模态实验 本课题对某s r v 白车身进行了实验模态分析，采用单点激励多点响应的试 验方案。在试验过程中，对白车身通过悬挂吊起来实现自由支承的方式，这种 支承意味着试验结构的任一点都不与地面相连。本试验通过自制的支架以及弹 簧悬挂来实现。实验时由力锤发出激励信号，响应信号则由b & k 公司的加速 度传感器拾取。使用北京东方振动和噪声技术研究所的d a s p ( d a t aa c q u i s i t i o n & s i g n a lp r o c e s s i n g ) 软件进行数据的处理以及分析。 模态测试分析是以频响函数为基础，用软件综合所有导纳点与响应点之间 的频响函数，最终识别出白车身的模念参数。据此，在试验方案中需要对白车 身进行激励，然后通过加速度传感器去拾取响应信号，从而得出频响函数，通 过对频响函数的综合就可以识别出模态参数。整个试验过程中需要以下设备( 见 表3 3 ) 进行系统搭建，测点布置如图3 5 ： 表3 3 试验所需设备 振动传放大淑振器或脉多通道信 设备采集软件分析软件 感器器冲锤号采集器 数量 l0 个1 6 个1 套 i 套 1 套1 套 图3 - 5 实验测点布置 314 结果到比与模型验证 通过对比计算与实验模态分析结果验证模型的准确度。在本课题中，曾对 模型做过多次修改以获得与实验结果相接近的模型。表3 - 4 列出了最终模型的 计算与实验模态结果对比情况，圈3 - 6 展示了某儿阶主模态振型对比 表3 - 4 某s r v 车计算与试验模态结果对比表 阶披 计算值1h z实验值h z振型描述 误差 顶棚局部振动 阶扩张振动 - l5 2 2 9 0 9 3z 向一阶弯曲 3 33 5 23 32 8 8 z 向一阶扭转 4 ( i4 3 l 顶棚局部振动 顶捌局部振动 x 向一阶弯曲 顶棚、底板局部振动 z 向二阶弯曲 顶棚、底板局部振动 59 3 莎塾纱 a 1 第三阶模态整1z 向一阶弯曲模态振型对比幽 b 1 第四阶模态，整车z 向一阶拙转模态振型对比幽 c ) 第七阶模态，整车x 向一阶弯曲棋态振型对比图 鋈。矽 ( d ) 第九阶模态，整车z 向二阶弯曲模态振型对比图 圈3 - 6 某几阶整车模态撮型对比图 从表3 - 4 以及图3 - 6 计算与实验模悉对比可以看出，两者固有频率误差较 小( 最大为59 3 ) ，振型相符，振幅及节线位置一致。可见，所建立的白车身 有限元模型能较好的反应车身的动态特性，可以作为下一步分析的有限元模型。 3 15 完整车身模型的建立 轿车车内噪声是由内室周围各板件振动并向车内辐射的车身总成还包含 门窗、挡风玻璃等结构它们对整车的性能起到加大刚度的作用，并对车内辐 射噪声，因此有必要考虑门窗等对车身的作用 】。 以相同的建模方式分别建立前门、后门和后背门，在白车身模型的基础上 以适当的连接方式连接门窗系统、前后挡风玻璃等