基于仿真分析与试验的整车尾门振动异响研究

谢贵山 韩启明

【摘 要】为了解决整车尾门共振异响的问题，文章对尾门振动异响问题进行排查，分析钣金振动的根本原因，运用仿真分析的方法得到尾门的TB模态，发现尾门TB模态偏低，且试验发现尾门TB模态与路面激励频率耦合，导致路面激励振动。通过增加尾门限位块和尾门约束条件，提高了尾门的TB模态。通过试验测量振动异响，发现增加限位块后尾门振动异响消失，最终验证方案的有效性。

【关键词】NVH；尾门；异响；TB模态

【中图分类号】U463.33 【文献标识码】A 【文章编号】1674-0688（2017）06-0050-04

0 前言

随着经济的发展和生活水平的不断提高，汽车逐渐成为人们生活中必不可少的工具，人们对汽车的要求也不断提高。汽车的噪声与振动已经严重影响到人们的生活，汽车噪声危害也引起了广泛的关注，因此汽车的NVH（振动与噪声）性能也成为广大顾客重点关注的对象。汽车NVH主要包括汽车振动、噪声、声品质、异响等内容。异响问题在汽车NVH问题中非常重要。不正常的异响容易使人产生厌烦、暴躁等心理，同时也使顾客对汽车的质量产生非常大的怀疑，因此解决好异响问题能够迅速地提升汽车品质。

汽车异响主要分为干涉异响、摩擦异响和振动异响。干涉异响与摩擦异响大部分都是由于零件干涉或刚度不足引起的。而振动异响比较复杂，主要是由车身的薄钣金的振动频率与激励频率振动后产生的低频辐射噪声。

本文运用仿真与试验相结合的方法，对整车尾门振动异响进行了研究。为了解决尾门振动异响的问题，本文对尾门振动异响问题进行排查，分析钣金振动的根本原因，运用仿真分析的方法得到尾门的TB模态，发现尾门TB模态偏低，且试验发现尾门TB模态与路面激励频率耦合，导致路面激励振动。通过增加尾门限位块和尾门约束条件，提高了尾门的TB模态。通过试验测量振动异响，发现增加限位块后尾门振动异响消失，最终验证方案的有效性。

1 钣金结构振动

钣金结构的振动非常复杂，只有一些简单的钣金结构振动如简支的矩形板振动，才能够得到解析解，其他复杂结构一般运用有限元的方法获得其振动特性。车身钣金一般都是内外板，横梁等交错组合在一起的钣金结构，其实际的边界条件介于简支和固定之间，但是更接近于简支板[1]。下面对简支钣金结构的振动原理进行探讨。

如图1所示，一块长度为a，宽度为b，厚度为h的矩形钣金。根据机械振动原理，可以得到该钣金的振动方程。

公式（1）中，ρ为钣金材料的密度，w为钣金在z方向的位移，q为钣金表面的激励力及载荷；D为钣金的弯曲刚度（见公式2）。

公式（2）中，E是杨氏模量；μ是泊松比。

對于简支钣金结构振动，其振型函数如下：

将简支结构的振型函数式（3）和边界条件代入钣金的振动函数式（1），中可以计算得到该系统的固有频率。

根据公式（8）可知，能够影响钣金结构的振动模态的几何参数主要有钣金的长度a、宽度b和厚度h，根据结构固有模态推导过程，钣金结构的边界条件对模态也有很大的影响。

2 尾门振动异响分析与模态分析

2.1 尾门振动异响分析

某车型在过粗糙路面时，尾门会发出“哒哒哒”的异响。对此，需要分析尾门振动信号与路面振动信号的关系，同时分析振动异响的声音信号。因此，在车轮轮心与尾门上布置加速度传感器且在驾驶员右耳布置麦克风（如图2所示）。

根据测量得到的声音信号（如图3所示），通过回放监听发现异响声音频率为一宽频信号（如图4所示），主要集中在400～1 000 Hz。测试得到尾门振动信号与路面传上的激励信号，对比发现在31.5 Hz尾门振动较轮心振动大较多，因此问题点很有可能为31.5 Hz左右。根据振动异响声音信号与尾门振动信号，可知发生异响的直接原因为尾门振动幅值大，与周边零件碰撞发出“哒哒哒”的宽频异响。根据尾门振动，尾门在31.5 Hz时振动较大，因此可以计算尾门模态，确定其在31.5 Hz左右是否有共振。

2.2 尾门模态分析

汽车尾门一般都通过铰链与车身连接，尾门的下部通过锁与锁扣安装，为了更好地限制门的x向振动，在门上安装了胶塞与侧围接触，同时门的周边都安装密封胶条，与门洞接触。

在内饰车身（TB）状态下的尾门有限元建模，主要是模拟尾门安装在TB车身上时的振动状态。整个尾门钣金用壳单元模拟，铰链用实体单元模拟，胶塞与密封胶条用弹簧单元模拟，铰链释放绕y轴的转动，门锁与锁扣固定约束。

通过有限元求解，可以得到尾门钣金的局部模态为32.5 Hz（如图5所示），主要振型为x方向的振动。

根据模态分析结果发现，尾门钣金的局部模态为32.5 Hz，与激励频率非常接近，因此钣金非常容易被激励，同时振动幅值也会较大，容易与周边零件碰撞发生异响。

3 尾门异响振动虚拟验证与试验验证

3.1 尾门振动异响虚拟验证

为了提高尾门模态，可以采用增加加强板、补强胶等方法，但这些方案都不能同时满足重量与成本的要求。根据钣金振动理论分析可知，可以适当改变尾门的边界约束条件，且发现该尾门没有设置限位装置，因此可以考虑增加限位块，改变尾门的边界条件，提高模态。

在TB模型中，运用弹性单元模拟限位块，计算尾门安装在TB车身上的模态，得到其模态提高到35 Hz（如图6所示），错开激励频率约3 Hz，已符合要求。

3.2 尾门振动异响实验验证

为了快速验证增加限位块方案的效果，可以制作手工件，在侧围上制作限位块如图7所示。主观感受发现振动异响声音消失，客观测试数据如图8所示，在400～1 000 Hz声压明显减小，因此可以得出该方案有效。

4 结论

（1）通过对钣金结构振动的分析可知，钣金结构振动主要与钣金的边界条件和钣金的几何参数有关。

（2）当尾门振动与激励率耦合时，尾门的振动幅值会迅速增大，从而增大了其与其他零件碰撞的可能性，从而增加了异响的可能性，因此在设计时需要考虑尾门振动模态与激励频率解耦。

（3）为了解决尾门振动异响的问题，可以通过改变尾门振动的边界条件，比如采取增加限位块等方案。

（4）由于限位器不是正式零件，因此在后续需对正式的限位器的效果进行验证。

参 考 文 献

[1]庞剑.汽车车身噪声与振动控制[M].北京：机械工业出版社，2016.

[2]余志生.汽车理论[M].北京：机械工业出版社，2006.

[3]庞剑，谌刚，何华.汽车噪声与振动：理论与应用[M].北京：北京理工大学出版社，2006.

[4]黄天泽，黄金陵.汽车车身结构与设计[M].北京：机械工业出版社，2012.

[责任编辑：钟声贤]