關(guān)于轎車(chē)后排鼓音的優(yōu)化改進(jìn)論文
汽車(chē)噪聲、振動(dòng)及因其而引起的汽車(chē)乘坐舒適性問(wèn)題，即NVH（Noise，Vibration，Harshness，聲振舒適性）問(wèn)題，是汽車(chē)在制造過(guò)程中衡量其質(zhì)量的一個(gè)重要標準。目前對于汽車(chē)的性能、質(zhì)量等方面的研發(fā)均已達到一定水平。因此，顧客對于乘坐舒適性方面的性能要求在不斷提高，從而使以改善汽車(chē)乘坐舒適性為目的的汽車(chē)NVH特性研究變得更加重要。在汽車(chē)市場(chǎng)銷(xiāo)售中，資料顯示近年來(lái)大約有三分之一客戶(hù)的抱怨、投訴都與NVH問(wèn)題相關(guān)。
文中主要介紹一種通過(guò)采用振動(dòng)傳遞函數分析與實(shí)驗相結合來(lái)確定后扭力梁縱臂加粗方案的方法，從而解決后排鼓音問(wèn)題，通過(guò)計算各種方案中后扭力梁縱臂加粗以后的振動(dòng)傳遞函數，根據工程經(jīng)驗，綜合考慮實(shí)際產(chǎn)品生產(chǎn)成本以及產(chǎn)品生產(chǎn)工藝技術(shù)問(wèn)題（如零部件模具、裝配以及加工工藝等），并通過(guò)實(shí)驗測試選擇最優(yōu)方案，較好地解決了后排鼓音問(wèn)題。
1傳遞函數理論
對于線(xiàn)性定常系統，傳遞函數是指在零初始條件下，系統輸出量的拉氏變換與引起該輸出的輸入量的拉氏變換之比。
傳遞函數表達式為
Ha（ω）=—ω2Hd（ω）=—ω2x（jω）f（jω）=—ω2k（1——ω2）1+（2ξωˉ1——ω2）2ej？（1）
��？=—tan—12ξωˉ1—ωˉ2；ωˉ=ωω0=ωmk；（2）
ξ=cc0=c2km=c2mω0（3）
式中Ha（ω）為加速度傳遞函數；Hd（ω）為位移傳遞函數；ω為激勵頻率；ω0為系統的無(wú)阻尼固有圓頻率；ωˉ為頻率比；ξ為阻尼比；？為相位角。
從式（1）中得出，Ha（ω）的`意義是在單位載荷力的激勵下，系統所產(chǎn)生的加速度響應。當ωˉ→1時(shí)，Ha（ω）→∞，即當激勵頻率接近系統的固有頻率時(shí)，傳遞函數值將迅速增大，從而可以判別各階共振頻率。
2問(wèn)題點(diǎn)描述
某緊湊型車(chē)在高速路面勻速行駛時(shí)，后排存在明顯鼓音，主觀(guān)感受非常明顯。在3G40km/h和5G60km/h工況下測試前排駕駛員和后排右側乘員耳旁噪聲，發(fā)現該款車(chē)在40km/h、60km/h中等車(chē)速工況下，后排座椅中間位置在140。9Hz前后有明顯的峰值，前排駕駛員和后排右側乘員耳旁噪聲值高于同類(lèi)型對標車(chē)目標值。因此，頻率140。9Hz處是該車(chē)車(chē)內噪聲的關(guān)注區域，在此頻率附近的振動(dòng)噪聲是引起后排鼓音的主要原因。
3采用CAE確定問(wèn)題點(diǎn)
3。1后扭力梁模態(tài)分析
將建好的三維模型以IGES格式導入到HyperMesh前處理軟件中，對模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分前需要針對模型進(jìn)行簡(jiǎn)化處理，在保證網(wǎng)格質(zhì)量的前提下，應該盡可能減少模型單元和單元節點(diǎn)數，選取網(wǎng)格大小為4mm，在殼單元的基礎上生成四面體單元。有限元單元數為50111，節點(diǎn)數為50689。劃分網(wǎng)格完畢后，還需對網(wǎng)格質(zhì)量進(jìn)行檢查，主要檢查以下內容：?jiǎn)卧N曲度、雅可比值、最小內角等。
基于扭力梁結構的模型利用Nastran中的Lanczos算法進(jìn)行模態(tài)求解，綜合考慮懸架結構以及低階模態(tài)的動(dòng)力特性對結構響應程度大于高階模態(tài)等因素，文中的模態(tài)分析選取12階模態(tài)。
可知，后扭力梁的第11階次頻率140。8Hz對應后扭力梁扭轉和整體縱向彎曲模態(tài)，與實(shí)驗測試的峰值頻率比較接近，由此可以判斷，后扭力梁是引起噪聲峰值的主要原因。
3。2后扭力梁振動(dòng)傳遞函數分析
車(chē)身結構系統的輸入在整車(chē)坐標系下X方向主要是后懸架扭力梁與車(chē)身的連接點(diǎn)作為車(chē)身受力的輸入點(diǎn)，故針對扭力梁懸架在X方向的振動(dòng)傳遞函數（VTF）進(jìn)行分析研究，以輪心為輸入點(diǎn)，以縱臂襯套端為輸出點(diǎn)，基于模態(tài)法進(jìn)行動(dòng)載荷輸入下的有限元仿真。橫坐標表示頻率，縱坐標表示加速度值。
可知，扭力梁結構振動(dòng)傳遞函數在頻率140。9Hz處出現振動(dòng)值過(guò)大的情況，故其為車(chē)身噪聲峰值頻率�？紤]CAE模型存在的誤差，可用于選擇的頻率范圍在130Hz～150Hz之間；基于其對扭力梁引起車(chē)身噪聲過(guò)大問(wèn)題有較強的相關(guān)性，初步判斷后懸架結構與車(chē)身在該頻率下出現共振。所以，需要對該結構進(jìn)行優(yōu)化。
4優(yōu)化方案的提出
通過(guò)分析后扭力梁的模態(tài)和振動(dòng)傳遞特性得出后扭力梁是造成后排鼓音的主要原因，需要通過(guò)改變扭力梁的結構來(lái)改變扭力梁的模態(tài)，從而避開(kāi)峰值頻率，改善后排噪聲。根據工程經(jīng)驗，綜合考慮實(shí)際產(chǎn)品生產(chǎn)成本以及產(chǎn)品生產(chǎn)工藝技術(shù)問(wèn)題，最終確定幾種后扭力梁縱臂加粗的方案，需要通過(guò)分析其振動(dòng)傳遞函數來(lái)確定最優(yōu)方案。
5結構優(yōu)化分析
對后扭力梁縱臂采用三種方案優(yōu)化�？芍�，采用方案1，扭力梁結構峰值頻率變化不大；采用方案2，縱臂在原結構基礎上外徑擴大10mm，厚度增加至5mm，結構優(yōu)化有顯著(zhù)成效；采用方案3，優(yōu)化結果并不顯著(zhù)。根據優(yōu)化方案比較可以知道，后懸架縱臂外徑增加使130Hz～140Hz范圍內的車(chē)內噪聲靈敏度有降低趨勢，使車(chē)身峰值噪聲的頻率往后挪，與引起車(chē)身噪聲的頻率相錯開(kāi)。采用方案2，即縱臂加厚至5mm且外徑擴大到70mm對避免引起車(chē)身結構共振有顯著(zhù)效果。
6優(yōu)化方案實(shí)驗驗證
結合樣車(chē)實(shí)際情況，對優(yōu)化改進(jìn)后的樣車(chē)進(jìn)行各項車(chē)內噪聲測試試驗，在高速路面上在3G40km/h和5G60km/h工況下測試前排駕駛員和后排右側乘員耳旁噪聲，改進(jìn)前后的扭力梁懸架樣車(chē)在實(shí)際道路上的試驗結果。
可以看出，后扭力梁改進(jìn)后后排噪聲在3G40km/h工況下降低1。5dB，在5G60km/h工況下降低1。6dB。這表明CAE仿真方法與實(shí)驗方法相結合有效地解決了后排鼓音問(wèn)題。
7結語(yǔ)
�。�1）后扭力梁的固有頻率極其容易與噪聲峰值頻率發(fā)生耦合，極其容易產(chǎn)生后排鼓音問(wèn)題。
�。�2）改變后扭力梁的結構，分析其振動(dòng)傳遞函數，使其有效的避開(kāi)其峰值頻率，可以有效解決后排鼓音問(wèn)題。
�。�3）利用CAE仿真分析和實(shí)驗相結合的方法，對比分析確定問(wèn)題點(diǎn)，提出有效的解決方案，對解決后排鼓音問(wèn)題具有實(shí)際意義。
文中提出一種基于振動(dòng)傳遞函數的方法來(lái)分析后扭力梁的振動(dòng)傳遞特性，可以有效地分析和改進(jìn)后排鼓音問(wèn)題。
【轎車(chē)后排鼓音的優(yōu)化改進(jìn)論文】相關(guān)文章：
轎車(chē)防撞梁輕結構的優(yōu)化設計論文11-16
改進(jìn)教學(xué)方式,優(yōu)化課堂結構論文01-27
大學(xué)英語(yǔ)教學(xué)改進(jìn)優(yōu)化措施論文09-09
高考課程改革后地理教學(xué)的改進(jìn)論文09-02
淺析新型工業(yè)抽氣逆止閥的改進(jìn)與優(yōu)化設計的論文11-21
簡(jiǎn)析程序設計方式改進(jìn)研究及優(yōu)化策略論文10-29
優(yōu)化的實(shí)習論文02-13
關(guān)于優(yōu)化教法的論文04-26