汽车车身系统-第８章

第８章车身的振动特性车身的振动特性分析基于有限元法和线性振动理论，因此，根据结构的有限元模型所用单元的刚度特性，组合整体刚度矩阵，同时将各单元的均布质量和阻尼集中到单元的各节点上，组合成结构总质量矩阵Ｍ以及结构的总阻尼矩阵Ｃ。随时间变化的外载荷也都移置到相应的节点上，形成载荷列阵Ｐ（ｔ）。如此具有有限个自由度的弹性系统的运动方程，可应用虚功原理写出，其形式为上一页下一页返回第８章车身的振动特性由于要分析的是结构的固有特性，取Ｐ（ｔ）＝０，同时因车身结构的阻尼很小，对固有频率和振型的影响可略去不计，则式（８－１）就成为如下所示的无阻尼自由振动方程这是一个常系数齐次微分方程，设它的解为式（８－４）有非零解的条件是系数行列式必须等于零，即上一页下一页返回第８章车身的振动特性Ｐ（λ）为λ的ｎ次多项式（ｎ为总自由度数），Ｍ为正定阵，只要Ｋ也为对称正定阵，则Ｐ（λ）必有ｎ个正实根０＜λ１≤λ２≤…≤λｎ，使参照式（８－４），于是由１）车身整体振动模态无阻尼线性系统的一般运动都可以表达为各阶固有振型的线性组合。对应于较低频率的固有振型（低阶振型），其对结构的动力影响大于高阶振型，也就是说，低阶成分的能量比较大，而且求解系统的高阶特征值，势必花费更多的计算机时。上一页下一页返回第８章车身的振动特性因此，对于一般车身工程结构，在模态分析时只求低阶的振动频率和振型，只有在研究ＮＶＨ特性时才需要计算中、高阶频率。车身系统的低阶振型可能是扭转振型或弯曲振型。对于某些大型轿车的非承载式车身结构，最低阶的振型有可能是低于２０Ｈｚ的扭转振动；而对整体扭转刚度较大的车身结构，最低阶振型有可能是车身的垂直弯曲振型。图８－１所示为车身一阶弯曲振型（有两个节点—位移为零的点，频率为２０～４０Ｈｚ）及二阶弯曲振型（有三个节点，频率为３０～５０Ｈｚ）。对于硬顶轿车承载式车身，一般要求一阶频率大于３０～４０Ｈｚ。上一页下一页返回第８章车身的振动特性图８-２所示为轿车各部分的固有振动频率和激振频率的分布图（假设各子系统的固有频率是不耦合的）。由图可见,车身低阶模态的频率大致在20～50Ｈｚ。汽车在轮胎上的振动频率及发动机在其悬置上的振动频率等与车身低阶模态的频率很接近。因此,设计车身时要非常注重结构低阶模态频率的设计，注意提高车身整体的刚度和部件刚度，通过修改结构，使车身或部件的模态频率避开激励频率,以防止共振。此外，通过模态振型可以判断出车身振动变形较小的部位，在这个部位（节点处）振动响应较小。如果将动力总成等的悬置点设置在这些部位,从隔振的角度看这是有利的,还应注意到，在车身装上内饰件后，车身的扭转和弯曲频率最多可分别下降15％和25％。上一页下一页返回第８章车身的振动特性２）部件模态分析设计车身部件刚度时，往往需要对结构方案进行分析比较。如果车身刚度分布不均衡，不适应质量分布，如轿车前车身的开口部分（即装有集中质量的车头结构）的刚度及其与乘员室连接处的弯曲刚度较弱，其模态频率就会下降。当不平路面激励所引起的汽车在悬架上的振动频率与车身整体模态频率接近或成倍数关系时，就会出现前车身抖动（弯曲振型的组合现象）。严重时可从转向盘上感受到或用眼睛看出前车身的这种抖动。因此，在车身结构设计时，应对各部件进行刚度和模态分析。上一页下一页返回第８章车身的振动特性前车身结构的计算实例如下。分别从三种车型的有限元模型上切割下前车身，如图８－４所示。对三种模型进行分析比较，分析内容如下：（１）正交模态频率和振型。（２）四种静刚度，即扭转刚度和平行于ｘｙ平面分别在ｘ、ｙ方向的弯曲刚度，以及在ｘｚ平面ｚ方向的弯曲刚度。计算模型在切割处约束全部自由度。计算扭转刚度时，分别在前车身模型的左、右悬架支承处，沿正、负ｚ方向作用单位载荷；计算弯曲刚度时，在前车身模型的两个悬架支承处先后沿ｘ（及ｙ和ｚ）方向作用单位载荷。上一页下一页返回第８章车身的振动特性计算结果列于表８－１，可见，原车型的前车身在ｘｙ平面中的弯曲刚度差，一阶模态频率仅为１８.５Ｈｚ；新车型的一阶模态频率为５３.３Ｈｚ，而质量却降低到１５.４ｋｇ。为了满足对车身一阶模态频率的要求，除了需加强车头结构的刚度外，还必须加强车头与车室连接部位的刚度。刚度不足是前车身发生抖动的主要原因。根据车身模态应变能图和邻近表面的变形图（图８－５），可分析出前车身结构与车室连接处的载荷传递路径并评估连接刚度。由表８－２可见，提高新车型车头结构的刚度及其与车室的连接刚度后，车身的一阶频率提高了６.９１１２。表８－２中列出了结构修改过程。上一页下一页返回第８章车身的振动特性３）车身扳壳的局部振动模态刚度差的大型覆盖件容易在振源激励（如发动机的振动、汽车行驶时传动系的共振及噪声波的冲击等）的作用下，引起板壳（如轿车的前后地板等）的强迫振动。当激振频率接近车身内外板的固有振动频率时，将发生板壳共振。车身大型板件的共振频率通常在４０～３００Ｈｚ或更高的范围。板件振动造成的辐射声和车室内空腔体积的变化（从而引起气动压力的变动）是产生车内噪声的重要原因。由薄板振动理论可知，四边简支长方形板的固有振动频率ｗｎ为：上一页下一页返回第８章车身的振动特性对应不同的ｍ和ｎ值，可计算出相应的各阶固有振动的频率和振型（图８－６）。低阶振动频率是最主要的，因为大部分噪声是由低阶振动引起的。长方形板的最低阶频率ｆ１（即ｍ＝１，ｎ＝１时）应为：２.车身振动的响应分析如果计算系统在激励下的响应，则应求方程式（８－１）的通解，它是由齐次方程式（８－２）的通解（代表自由振动）与非齐次方程的特解（代表强迫振动）叠加而得。上一页下一页返回第８章车身的振动特性计算响应时，应该采用车身整备模型（即包括汽车上所有非结构的标准装备质量的模型）建立整车仿真计算模型，并输入激振力或道路功率谱密度函数，由此求得的可以是频域中的位移、速度、加速度、力或应力等频率响应。整车ＣＡＥ仿真计算是车身设计中的重要内容。计算振动响应时，除非研究ＮＶＨ特性时需要计算中、高阶频率，大部分情况下只需取低阶车身模态振型的线性组合，其余高阶部分被截去，称模态截断，相应被截去的模态频率称截断频率。截断频率通常是根据估计外界随时间变化的道路载荷的频率范围及人们所关注的结构本身的重要特征频率来选取的。上一页下一页返回第８章车身的振动特性一般取前十几阶就可满足精度要求。大于截断频率的载荷激励频率也难以激起明显的振型，就是说激振力只能激起相对较低的激励频率所对应的部分振型。阻尼对响应的影响有赖于载荷持续的情况。若汽车车身经受的是长时间的持续载荷，则阻尼的作用不可忽略。响应计算时，一般取钢结构车身的阻尼为临界阻尼的３％～５％。３.振动特性测试上一页下一页返回第８章车身的振动特性通常可通过测试方法，即用电磁激振器对车身激振，迫使车身产生各阶简谐振动；借助加速度传感器测量响应，找出共振频率及产生共振的原因；由加速度振幅ａ０和激振频率Ω算出位移振幅s０（ｓ０＝ａ０／Ω２）；再根据各点振幅画出振型。若车身出现数个共振频率（峰值频率），尤其是在扭转振动时，为了避开这些共振点，需要对结构进行修改设计。由于车身振动模态是结构的固有特性，白车身振动测试（模态参数识别）大多采用“自由—自由”方法，也就是说可用软底座支承或软弹簧悬挂，使刚体模态频率接近于零；而标准车身装备的振动模态识别一般采用“支承—支承”方式，测试时用轮胎和悬