白车身结构NVH优化技术研究

黄宗斌，严 莉，向 上，杨 蔚，张文正，周江奇

（1.上汽通用五菱汽车股份有限公司，广西 柳州 545007；2.上海交通大学 振动冲击噪声研究所，上海 200240）

白车身结构NVH优化技术研究

黄宗斌1，严 莉2，向 上2，杨 蔚1，张文正2，周江奇1

（1.上汽通用五菱汽车股份有限公司，广西 柳州 545007；2.上海交通大学 振动冲击噪声研究所，上海 200240）

设计了一套以提高汽车NVH性能为目的的结构优化流程，期望通过较小的零部件改动，达到较大的汽车NVH性能的改进。以某商用车为例，首先通过试验和计算模态分析、模态灵敏度分析及板块声学贡献量分析等找到影响车身NVH性能较大的薄弱部件。其次针对不同的部件，提出相适应的结构优化方法。选取车顶棚部件为优化对象，提出易于实现的形貌优化方案，实现了白车身模态及NVH性能的提高。

振动与波；汽车NVH；优化设计；形貌优化；模态分析

因为汽车系统的复杂性，整车NVH(Noise，Vibration&Harshness)通常分解为多个子系统进行研究[1]。车身系统是整车NVH系统的响应器，在整车NVH特性的研究中占有重要的地位。车身NVH性能改进的难度与花费会随着车身设计方案的确定而增加，特别是在现有款车型升级和改进的过程中。因此，通过较小的局部部件改动来满足车身的NVH目标显得十分有意义。另外，将车身NVH目标分解到子结构及部件和对这些薄弱部位进行优化显得特别关键。

为控制车内振动和噪声，使用模态分析找出待优化的零部件是通常的做法[2-4]。然而，通过多方面的手段寻找影响车身NVH性能较大的部件，可尽量避免多个优化目标之间冲突的问题，即：一个目标的优化会带来某些目标性能下降的情况。Vijay Antony John Britto等[5]综合固有频率、动刚度、结构传递函数和振声传递函数4个方面将整车NVH分解到各个子系统及部件。张守元等[6]通过传递路径分析寻找并提高关键子系统性能来实现整车目标。Juha Plunt[7]通过4个案例阐明了使用传递路径分析提高汽车NVH的有效性。解建坤等[8]通过面板声学贡献量的分析来对车身进行结构优化。马天飞等[9]建立了考虑流固耦合作用(FSI)的模型来分析和改进车身NVH。另外，将定位好的薄弱部件选择相适应的方法，使结构改动的实现变得可行，也是研究难点之一。Jakub Korta等[10]使用响应面法来指导优化车身结构，实现多目标优化。刘军等[11]使用混合元模型优化方法对汽车顶棚进行优化设计，改善了车辆的隔声性能。胥志刚等[12]通过对发动机罩内板进行拓扑优化，在保证车身性能的前提下，有效降低了车身重量。

以上研究使得白车身NVH性能得到了较好的优化，然而，优化证据限于模态分析及灵敏度分析，并且优化的位置和参数往往实际实施起来较为困难。针对这些问题，本文建立了一套以提高某商用车NVH性能为目的，以修改车顶棚板件的结构参数为例的优化设计流程和方法。首先通过软件仿真和试验分别得到了白车身的固有频率及对应的振型关系，将计算结果与试验结果相比较，指导有限元模型的修正，进而验证白车身有限元模型的有效性。基于有限元模型，通过模态分析，模态灵敏度分析和板块声学贡献量分析确定20 Hz～200 Hz频域内白车身优化的具体部件。提出基于形貌优化的车顶棚结构优化方案，不仅可有针对性地加强车身的局部刚度，对于提高白车身的刚度、动态特性以及优化车身结构具有重要意义。

1 白车身NVH优化部件的确定

1.1 白车身有限元建模

本文使用Hyper Mesh对某商用微型车白车身进行简化，选用壳单元建立其有限元模型。采用刚性单元RBE 2对焊点进行模拟。建成的白车身有限元模型共有373 918个单元，其中四边形单元357 951个，占总数的95.7%，焊点5 257个。如图1所示。

1.2 模态分析和模型修正

白车身模态试验采用弹性橡皮绳使白车身处于近似自由状态，并保持车身水平。采取单点激励，多点拾取的方法。试验之前，表面共选取147个点作为测试点，每个测点均布置三向加速度传感器，共441个自由度。在左前车架悬架部位选取适当的激励点，Z方向随机信号激励。将测点几何坐标输入到LMS Test.Lab软件中，对白车身进行几何建模，分析传递函数，计算出固有频率和振型。

一般来说，仿真分析与试验分析结果会有一定的误差，原因和解决方法如下：

1）模拟的焊点连接刚度与实际有差别。在用HyperMesh中建立白车身模型时，可以采用多种类型单元模拟焊点，如RBE2，CWELD，ACM，RBE3等。结合实际情况，本文选用RBE2刚性单元来模拟焊点。RBE2需建立在两块连接板的节点上，而对应节点的连线往往不会与连接板垂直，故应重新调整单元，使得需要建立焊接关系的两节点之间的连线垂直于连接板，经此修正，白车身的刚度会有所增强。

2）结构不合理简化使得计算结果出现偏差。在建模过程中，为提高单元质量，需要对导入的CAD模型进行几何清理与修补。即：清除曲边倒角、去除工艺孔、删除让位台阶、缝合自由边等。对有些凸台或者起加强作用的筋等，必须予以保留，否则会引起较大偏差。例如，作者发现省略车顶棚表面的加强筋后，车顶棚刚度变化比较明显，成为影响白车身固有频率的重要部件。

模型经修改后，计算模态与试验模态如表1所示，忽略所有刚体模态，且试验有几阶模态遗漏，同一固有频率相对误差绝对值都在10%以下，另外从振型上看，也具有良好的一致性，本文从略。比较结果表明，有限元模型计算得到的模态同试验方法测得的模态符合很好，说明建立的有限元模型能很好地反映实际结构的振动特性。

表1 白车身试验模态与计算模态结果对比

从模态振型角度分析，该车身的低阶振型主要以弯曲和扭转为主，车顶、后侧围外板、A柱以及D柱是变形较大的区域。在这些试验模态中，其中有3个模态都与车顶振动有关，如表2所示。显然，增加这些变形相对较大部位的刚度，可以改善整个白车身的动态特性。

表2 显示车顶棚振幅较大的模态振型

1.3 固有频率灵敏度分析

选取白车身50块板件的厚度作为设计参数，除第1阶外的其他各阶固有频率为约束函数且车身总质量不超过1%，计算出白车身各板块板厚对第1阶扭转固有频率的灵敏度。如图2所示，板厚变化对第1阶固有频率影响较大的编号是：32，7，33，8，1，13和14，分别对应左D柱下段，左后侧围外板，右D柱下段，右后侧围外板，顶盖，左A柱加强板，右A柱加强板。适当增加这些板件的厚度，能有效提高白车身第1阶固有频率。

图2 1阶固有频率对板厚的灵敏度

1.4 板块声学贡献量分析

通常，发动机激励是产生内部低频噪声的主要来源之一。为计算车身内部的声学响应，在发动机悬置处施加一个从2 Hz起，以1 Hz为步长止于200 Hz的激励。先得到车身的结构速度响应，再将板件的振动速度分布传递给声腔的边界，用Virtual.Lab Acoustics软件计算得到声腔的内部声场分布，从而获得驾驶员右耳处的声压响应，如图3所示。声压最大的三个峰值频率分别是58 Hz，148 Hz和168 Hz。

图3 发动机悬置激励下驾驶员右耳声压响应

图4表示车身结构在发动机简谐激励下，在三个声压峰值频率处的面板声学贡献量。综合三条曲线，可得出车顶盖的贡献度最大，其次是左后侧围和右后侧围。因此，对这三个部件进行结构优化，可有效降低由发动机引起的车内噪声。

图4 各板块声学贡献量

1.5 白车身NVH薄弱部位分析及优化部件确定

综合模态分析、模态灵敏度分析和板块声学贡献量分析结果，为提高整个白车身的动态特性，重点改进的区域有：车顶棚、A柱、D柱及后侧围。具体的改进措施通常不是千篇一律的，需要针对不同部件而定，常用的有改变结构刚度、施加阻尼、隔振、添加筋板和铺设吸声材料等措施来降低部件的振动量和吸收车内的噪声，从而有效提高白车身NVH性能。而改变结构的刚度又分为尺寸优化、形貌优化和拓扑优化等。从分析可知，车顶棚是整个白车身模态变形较大的部件，也是板块声学贡献量较大的部件，限于篇幅，下文只以车顶棚优化为例，来达到提高白车身NVH性能的目的。

2 车顶棚结构优化

2.1 优化设计数学模型[13]

本文中用到的软件OptiStruct是以有限元为基础的结构优化设计软件，它提供拓扑、形貌等六种优化设计方法。本文中对车顶棚的优化设计主要是为了提高它的刚度，即在车顶寻找最优的加强筋的数量和分布，是一种形状最优化的方法，因此这里采用形貌优化方法。

优化设计的数学模型可表述为：

最小化：f(X)=f(x1,x2,…,xn)

约束条件：gj(X)≤0 j=1,…,m

hk(X)=0 k=1,…,mh

式中X=x1，x2，…，xn是设计变量；f(X)是目标函数；g (X)是不等式约束函数；h(X)是等式约束函数；分别是变量xi的下限和上限。

2.2 优化过程和结果

优化设计有三要素，即设计变量、目标函数和约束条件。形貌优化把原有的加强筋去掉后的模型作为开始优化的模型，在确定设计区域后，只需设定目标函数、约束条件和加强筋的参数即可，这里的目标函数为车顶模型的第1阶非零固有频率，约束条件为约束车顶四边的全部自由度，加强筋参数包括最小起筋宽度，起筋角，起筋高度，加强筋的截面形状如图5所示。最小起肋宽度的推荐值为单元平均尺寸的1.5倍～2.5倍，起筋角推荐值为60°～75°，考虑到优化前车顶加强筋的截面形状为三角形，起筋角大约只有20°，起筋高度约为10 mm，而单元平均尺寸为5 mm，所以在优化时设定最小起筋宽度为5 mm，起筋角为45°，起筋高度为10 mm。

图5 加强筋参数示意图

形貌优化采用HyperWorks自带的OptiStruct优化模块，具体的优化设计流程图如图6所示：

图6 优化设计流程图

以车顶第1阶非零固有频率为目标函数，经过13次迭代，首阶固有频率从44.98 Hz提高到47.18 Hz，最终的变形云图如图7所示，图中变形值为相对值，固有频率随迭代次数的曲线图如图8所示。

图7 优化后顶板变形云图

图8 固有频率随迭代次数曲线图

3 整车白车身改进效果

从图7的变形图中可以看出，在车顶长度方向上可以布置9条加强筋，但除了中间三条变形较大外，其他地方的变形都在2 mm以下，所以只在车顶的中间布置3条加强筋。利用Hyper Works后处理工具OSS mooth将优化后的云图转化为IGES格式的曲面，直接得到的曲面往往是不规则的，需要结合生产工艺进行一定的调整，调整后的模型具体参数为：加强筋长度为2 200 mm，起筋宽度为30 mm，起筋高度为3.5 mm，起筋角度为45°，两条筋之间的宽度为70 mm。

对优化调整后的模型进行模态分析，首阶固有频率为46.8 Hz。固有频率虽略小于最优固有频率47.2 Hz，但相比原来的30.7 Hz提高了52.4%，刚度明显得到提高。此外在计算时发现，原有模型在去掉加强筋固有频率有较大提高，为45.0 Hz。最后为了便于比较，表3给出了原有模型、去筋后模型和优化后布置3条筋模型的1至5阶固有频率。

为分析比较加强筋优化前后车顶棚的抗凹性能，分别在车顶棚原有模型、去筋后模型和加强筋优化后模型上均匀选择20个位置，分别施加250 N的集中力载荷，约束车顶四边全部自由度，加载后三种模型的最大变形如表3所示，车顶棚原有模型最大变形为9.47 mm，加强筋优化后车顶棚最大变形8.50 mm，比原设计减小了10.29%，显著提高了车顶棚的抗凹性能。

表3 车顶固有频率和静压最大变形对比

将优化后的车顶棚装配到白车身模型中进行计算模态分析，各阶频率均有一定提高。其3,4,5阶频率更是提高明显，如表4所示。

表4 车顶棚优化前后白车身固有频率对比

这与前面的模态分析结论一致，因为这3阶模态正是车顶棚振幅较大的模态，分别对应于车顶棚单独分析的前3阶模态。采用前述的仿真方法重新计算车顶优化后驾驶员右耳声压响应，并与原始模型对比的结果，如图9所示。

图9 车顶棚优化前后驾驶员右耳声压响应对比

原声压响应的峰值频率58 Hz，148 Hz和168 Hz对应于白车身的第7，25和30阶模态也有相应的改变，优化后声压值分别降低了25.5 dB，3.2 dB和7.8 dB。

需要指出的是，本次优化是以车顶第1阶非零固有频率为目标函数，所以低阶固有频率增加明显。而车顶高阶模态比较密集，优化后虽能避开声学响应的峰值频率，但对高阶固有频率影响有限。为进一步降低车内噪声，可以考虑在车顶内部添加阻尼和吸声材料，并对上述确定的其他优化部件进行改进，得到一个综合的优化结果。另外，尽管重新布置加强筋后模型的第1阶固有频率相对于原设计有较大的提高，从30.7 Hz增加到46.8 Hz，可有助于减少车顶棚向车内的辐射噪声，但相对于不加筋的情况，1阶固有频率仅从45.0 Hz提高了1.8 Hz。所以如果仅从提高车顶固有频率的角度考虑，按照优化后布置3条加强筋为较合适的方案；如果对车顶的固有频率不是特别敏感而加工加强筋的成本又比较大，车顶棚不加筋则是较为合适的方案。综合以上步骤，车身NVH性能优化的流程图如下所示：

图10 车身NVH性能优化流程图

4 结语

以提高某商用车NVH性能为目的，通过模态分析、模态灵敏度分析以及板块声学贡献量分析等手段，提出一种把改进车身NVH性能目标分解到具体部件结构优化的分析方法。在所有找到的薄弱部件中，以车顶棚为例，提出了提高部件模态的结构优化方法，得到具体的优化方案。结果表明，不仅优化后的车顶棚自身模态有所提高，并且整个白车身的模态也有不少提高。本文提出的提高车身NVH性能的目标分解方法能够找到在20 Hz～200 Hz频域内影响车身NVH性能较大的薄弱部件。

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图7 怠速车内噪声优化前后对比(频谱)

“声学互动滤波法”主观评价时为了识别某个频率是否为问题频率，故对特定频率（250 Hz）噪声滤波衰减量较大（设置为20 dB）。此工程案例中对发动机正时上罩盖进行优化后，250 Hz噪声主要噪声源消除，车内250 Hz噪声下降6 dB（A），在其他噪声的隐蔽效应下，250 Hz频率噪声基本不能引起人耳的听觉效果。因此250 Hz噪声下降6 dB（A）已达到工程要求，故此说明。

7 结语

（1）通过“声学互动滤波主观评价”识别出该款车型怠速不加载工况车内异响噪声频率为250 Hz，再应用“TPA分析方法”判断此噪声为空气声。

（2）利用“近场测量法”对发动机6个面和排气口噪声进行分析比较确定250 Hz主要噪声源处于发动机右侧，再利用“铅包覆法”最终确认250 Hz主要噪声源为发动机正时上罩盖。

（3）经过对发动机正时上罩盖进行模态分析得出其存在250 Hz固有频率的结论，并基于此提出了优化方案，最终使车内异响噪声基本消失，达到了优化目标。

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Research on NVH Optimization Technique of Body-in-White Structures

HUANG Zong-bin1,YAN Li2,XIANG Shang2,YANG Wei1, ZHANG Wen-zheng2,ZHOU Jiang-qi1
(1.Shanghai GM WulingAutomobile Co.Ltd.,Liuzhou 545007,Guangxi China; 2.Institute of Vibration,Shock&Noise,Shanghai Jiaotong University,Shanghai 200240,China)

In order to improve the performance of noise,vibration and harshness(NVH)of vehicles,a structure optimization process was proposed.In the hope of achieving a large improvement of NVH performance with a minor modification of the vehicle’s components,a commercial vehicle was studied as an example.First of all,through modal analysis,sensitivity analysis,panel acoustic contribution and structural-acoustic analysis,etc.the components which significantly affect the vehicle’s NVH performance were found.Then,the structure optimization method for each component was proposed.Based on the structural analysis of the roof,a topological optimization strategy was presented,and the natural frequencies and the NVH performance of the body-in-white(BIW)were improved.

vibration and wave;vehicle NVH;optimization design;topology optimization;modal analysis

U461.4；TB533.2

A

10.3969/j.issn.1006-1335.2015.02.020

1006-1355(2015)02-0080-06

2014－09－19

黄宗斌（1969－），男，广西省北海市人，大学本科，主要研究方向：汽车车身结构设计。E-mail:xiangshang@sjtu.edu.cn