SUV白车身模态分析与优化策略探索

陈 云 陈艳华

（奇瑞汽车股份有限公司，安徽 芜湖 241009）

1 有限元分析模型

有限元分析是借助离散化单元来对连续的车身结构进行结构化分析的重要方法，通过采用节点计算的模式对不完整的曲面节点进行逐次分析，以点代面的形式对数据结果进行综合耦合，使分析结果更加准确。由于该方法广泛地应用于各类结构构件的设计和应用中，因此该单元组集体也被称作结构力学分析模型。在建立车身模型时，需要遵循能够充分反映车身主要力学结构特征和边界约束条件的基本原则，同时还需要确保在分析正确性的基础上不断对模型进行优化，该过程需要不断进行迭代计算，进而有效地减少模型分析的烦琐步骤。其中专业化的力学分析方法涵盖了结构力学以及材料力学等多种力学分析方法。在模型设计过程中主要是根据汽车结构物件的运动和运动趋势确定物体周围的物件分布情况进行三维建模，绘制待定力分析图，并根据研究对象确定分析路径，确定模拟进程中的平动方程及转动方程来检验所分析的全部力的合力和合力矩是否满足实际汽车构件给定物体的运动状态。如果不满足，则一定有遗漏或多余的性能构件，必须重新进行分析。

因此在建立车身模型时，需要重点关注以下5个方面的探究内容：对车身模型进行简化、对车身模型进行网络划分、分析车身材料属性、确定单元选择以及对模型进行装备和连接[1]。

该文在建立CAE的技术分析模型时，车体本身的结构系统设置主要是以轿车的中心线与车体的纵向中心线的交点作为座标原点，并且沿着车体的纵向中心线指向为X轴的正方向，同时车身向右为Y轴的正方向，垂直于底甲板向上的方向为Z轴的正方向[2]。在三维模型的结构中需要对车身的几何模型进行简化处理，采用三维可视化的建模方法，其流程顺序依次为删除包括小孔以及倒角等对结果有影响的几何设计特征和参数，同时对焊接件进行布尔求和的过程。采用SD实体对车身的结构进行详细地网格划分，此时设置单元的基本尺寸为7 mm。详细的建模过程如下。

首先，在建立模型时，采用基准尺寸为10 mm的QUASD4来对SHELL单元进行划分，而在部分小尺寸模型上则采用尺寸为3 mm的QUASD4进行划分，对于车身模型的非关键区域，将TRIA3单元应用于几何过渡区，代替一些精密材料，但是在整个模型的建立过程中，需要确保TRIA3单元的占比不超过5%，这对于材料的制作工艺和工法有极高的要求。

其次，在模型建立过程中，可以选择用方孔来代替孔径为6 mm～10 mm的区域，而对于直径超过10 mm的孔径，则需要保留下来，且孔周围2圈需要保留偶数单元[3]，其他不重要的小型孔径则可以忽略不计。

再次，在进行车身模型的翻边时，需要至少划分2排网格，对于直径超过3 mm的圆角可以予以保留，在需要联合的部位，采用螺栓将其连接起来。

最后，在焊点时，应用CWELD单元，其方向需要和连接壳单元的向量保持一致，焊缝需要借助CQUAD4以及CTRIA3进行模拟，对多个角度、不同方向的局部应力情况进行考察，采用节点重合的方法选择性地进行节点重合，确保车身模型的网络保持几何匹配[4]。

在实际的模态分析实验进程中，将大面积的矩形状测试样板固定在支架上，支架的位置布局主要固定在振动测试台中，根据扫频激励的波动方法通过支架将性能参数传递给板状试样，并根据试样的采集数据探测到采样曲线后对其进行定量分析，有效地确定减震百分比以及阻尼因子数据。其中这2项性能参数也是考察减振性能的关键。

对车身所提供的数字模型进行分析后，确定白车身在携带玻璃的情况下其有限元模型单元共有547251个，节点有569239个。

2 模态分析

模态分析主要是一种研究系统振动特性的基本分析方法，在实际的应用中可以区分为解析模态分析以及试验模态分析2种方法。该文的分析进程中对2种方法都进行了设计。解析法是根据汽车车型结构的几何形状、边界条件和材料特征，并利用质量矩阵、刚度矩阵以及阻尼矩阵来表示结构的质量分布和刚度分布，进而有效地确定系统的参数模型（固有频率、阻尼系数和模态振型）。同时结合实验法能够有效地确定CAE中模拟的参数结果，在对数据进行处理时可以将得到的数据转换成频响函数，即作为频率函数的输出输入之比。

无阻尼模态分析的方法是模态分析中经典的特征值求解理论，其动力学问题的求解方程如公式（1）所示。

式中：[M]{x″}为质量矩阵，[K]{x′}为整个系统的刚度伴随矩阵；{0}为平衡矩阵的数值解析结果。

因此，根据振动理论的相关内容可知，任何弹性体的自由振动过程都可以被分解成一些简单的简谐振动的叠加过程，此时位移的变化为正弦函数，如公式（2）所示。

式中：x为水平方向位移变化点；X为振幅；t为时间，s。

将公式（2）带入公式（1）中进行求解得到公式（3）。

式中：[K]为刚度值，[M]为质量值，{x}为矩阵值。

求解该方程的特征方程情况，即可得到相应的特征值和特征向量值。由于ω为特征向量的特征值ωi对应的频轴率，因此模态分析的过程本质上就是对特征值以及特征向量的求解，因此也被称为模态提取过程[5]。

对于汽车来说，在制造汽车时，其各个系统处于相互关联的工作状态，因此对汽车车身的模态规划就是指对各个系统的频率范围进行界定的过程，需要有效地避免因各系统振动频率一致而导致车身稳定性下降，同时对各个系统频率进行界定还能够提升车身的整体刚度。车身作为驾驶人和乘坐人的载体，其稳定性和可靠性直接关系人的感受和安全性[6]。相关研究表明，白车身的模态对于车身的贡献率达到了60%以上，因此对白车模型进行分析就十分重要。建立的一阶扭转模态分析模型如图1所示。

图1 一阶扭转模态

在汽车实际行驶进程中，受到汽车本身发动机固有转动频率的影响以及汽车行驶路面振动频率的激励影响等综合作用，汽车车身壁板容易产生振动现象，因此在振动激励作用下极易产生振幅噪声，这会对车辆的NVH性能（噪声、振动以及声振粗糙度）产生巨大的影响。同时NVH性能也是综合衡量车辆品质优越程度的重要指标之一，因此采用简便的处理方法能够有效地减少性能参数损失。例如在车身壁板上粘贴合适的阻尼材料，阻尼材料能够有效地将振动过程中的机械能转化成热能并最终消耗掉，进而有效地实现了车身壁板减振的目的。同时在转化过程中也有效地降低了辐射出来的噪声，提升了车辆运行的综合性能。目前材料阻尼的性能测试方法主要为强迫共振法、强迫非共法以及自由振动法等方法；因此该文根据对应的参数模拟可知，模拟模型符合实际汽车模型的运行状况。SUV汽车在行驶的过程中，需要承受来自外界和内部多个激励源的激励，尤其是对于四缸机汽车来说，在其处于750 r/min时怠速下的激振主频率为25 Hz以及50 Hz。根据上述指标，在行驶时的额定功率为183 Hz；但是当处于怠速状态时，与白车身本身的振动低频频率非常接近，因此在怠速状态时很容易产生车身共振，进而造成驾驶体验，给实际的运行进程带来影响。图1显示了在一阶扭转模态状态下的振动薄弱点，可以看出，悬架下是整个车身的薄弱点。悬架的簧下质量一般为簧上质量的1/10，而轮胎的刚度是悬架弹簧的5～10倍，簧下质量的固有频率通常要超出簧上质量的10倍，因此在实际的设计进程中，频率的振动工况通常需要控制在2 Hz，这与人步行时的频率基本上保持一致，因此乘坐者在车上将会有舒适的感觉。而当轮胎不平衡时也会产生激励，该激励的频率在1 Hz以下，激振程度较低[7]。该文的研究内容与当前SUV汽车的研究内容做了横向对比，汽车在正常柏油路面以低于150 km/h的速度行驶时，路面的激励频率是不超过21 Hz的，因此汽车车身的固有频率需要超过21 Hz。同时相关的研究结果也表明，建议将激振频率设计在25 Hz以上，此时传动轴导致的激励一般会超过40 Hz，分量较小，因此对白车身的影响也不会很大。同时方向盘一阶模态的振动频率大约为80 Hz，其产生的横向和纵向振动大约为35 Hz，排气系统一阶垂向和横向的振动频率大约为24 Hz，为了有效规避车厢空腔的低频振动，需要避开第一阶空腔的共鸣频率，该类型的车行携带座椅后期一阶频率通常保持在50 Hz～70 Hz，而车身壁板的结构模态需要避免与车厢运行时所产生的声学模型匹配。

针对以上分析数据，对于SUV白车身来说，制定了如下标准：在进行局部模态的制定时，其频率要大于40 Hz，第一阶段扭需要大于30 Hz，第一阶段的弯曲程度需要大于40 Hz。通过对其进行计算和分析后发现，当第一阶段扭转小于30 Hz时，无法满足车身的设计要求。同时，D柱下的加强版也存在优化空间，其后背门上部局部模型不够理想，因此在对结构进行整改时，需要对相关零件进行结构优化，才能有效地保证车体运行的稳定性，减少共振现象的发生。

3 SUV白车身模态优化的措施

汽车的振动是不同阶段模态振动的综合体现。在前几个阶段，车身的整体模态发挥重要作用。通过上述分析可知，在车身运作时，最主要的激励来自路面对车轮的冲击以及发动机本身的振动，因此在对汽车进行设计时，需要从避免激振频率入手，提升车身整体舒适度并且延长车身的使用寿命。通常情况下，Trimmed Body模态相比于白车身模态将会下降大约10 Hz，而承载式车身的弯曲刚度一般要高于扭转高度。另外，为了避免白车各个系统在运行时出现共振，在进行整车制定时需要对车型频率进行规划，因此在对实际车身模态进行优化和改进时，其主要目的是加强车身的自身刚度，改变车身各个系统固有频率的分布，使车身的质量分布更加合理。在对车身进行改进时，需要从以下3个方面入手进行分析：1） 在车身连接的重要接头处采用多层焊接等方法来提升结构强度，从而提升整体刚度。2） 尽可能选择灵敏度较高的零件材料，针对灵敏度较低的零件，则需要采用降低材料厚度、挖孔或者取消零件的方法；在重要零件的接头处，需要加强焊接并且设置合理的加强筋，从而提升整体刚度。3） 对车身的传力路线进行优化，尽量避免出现应力集中的情况，同时对车身模型的应力分布进行改善。

对此，该文结合实际的加工技术对结构分析的变化区间进行了详细探究，通过不断调整结构区间的频率变化来确认结构是否稳定，加工方法见表1。

表1 结构优化方法

将现场测试结果与模拟结果进行对比可以发现，不同的节点都存在因频率变化所产生的结构问题，对此该文也给出了对应的优化方法。当振动频率为26.67 Hz时是整车频率变化的分界点，此时频率区间段再次上升，需要对接头进行优化，保证正常的搭接关系才能充分地保证系统运行的稳定性。当频率降低时，也可以采用直接取消加强版的形式来保证整车运行的稳定性。

同时在实际的测试过程中发现，D柱下加强板的刚度贡献值小于预测值，但是该加强板的质量却很大，因此研究人员决定取消该零件，将减少的重量放在刚度贡献更大的零件上。通过对上接头应力集中部分的传力路径进行优化，使整个车身的模态提升了1.25 Hz。另外，通过对上接头局部以及轮罩撑板进行优化，并且在小隔板处施加小质量的加强版。

除了上述方法外，在工程实践的进程中对模态的改进还可以选择涂覆隔振板、激光拼焊，并且投入大量质量较轻的钢、铝以及塑料等。在通过对车身模态进行优化后，可以发现车身后围外板、后围内板、左D柱内板、右D柱内板、左后流水槽以及右后流水槽的板厚与之前相比有明显下降，同时其灵敏度则有显著提升。

另外，对于白车全局来说，合适的弯曲模态和扭转模态具有重要的意义，因此通过对弯曲模态的结构优化结果和频率变化进行综合分析。该文通过综合考虑表1的优化设计方法来探讨结构质量优化的参数变化与频率之间的结果对比情况，结果见表2。

表2 结构优化对质量和频率影响结果

表2中，不同的改进措施也会反作用于汽车整体质量的变化，此时对整车的频率变化也有一定的影响。通过分析相关性的分析数据可以得到，质量变化与整车的频率变化不成正比，这是由于不同位置节点在结构性能参数中所占有的权重比例不相同，因此在探究频率变化时，需要重点对调整部位的参数情况进行详细探究。同时不同部位之间也会存在耦合关系，在实际的调整进程中往往会出现“牵一发而动全身”的效应，也会对频率的变化产生影响。在综合考虑质量-频率-扭转模态的动态性能下，需要充分考证彼此的关系。当扭转模态低于目标值、弯曲模态则高于目标值时，就不符合实际要求。因此在对扭转模态进行优化时，主要对尺寸、形状以及更改节点3个方面同时入手进行优化。

4 结语

综上所述，该文以某SUV白色车身改进项目为例入手进行分析，通过从整车结构入手建立有限元模型，帮助在改进设计过程中找出了影响整车模态的关键零部件以及模态灵敏度，同时对灵敏度较高的零件进行加固等改进优化措施，在优化之后，SUV白车身的自身质量得到了降低，降低质量达到了2.371 kg，同时一阶扭转提升了5.56 Hz，该优化结果符合项目对白车身模态优化的改进目标。