某汽车车门试验模态分析

翟辉辉，周海超



某汽车车门试验模态分析

翟辉辉1，周海超2

（1.镇江高等专科学校 汽车工程学院，江苏 镇江 212028；2.江苏大学 汽车与交通工程学院，江苏 镇江 212013）

车门的动态特性是汽车设计过程中需要考虑的关键问题，以LMS Test.lab测试系统，搭建了车门自由模态测试平台，对该车门进行了自由模态分析，得到了车门的固有频率、阻尼比和振型。试验结果表明：车门的自由模态前6阶固有频率分为41.805 Hz、68.644 Hz、80.867 Hz、94.892 Hz、121.176 Hz和135.924 Hz。其中，弯曲模态振型主要表现在第1阶和第2阶，扭转主要表现在第4阶和第5阶，弯扭振型主要表现在第3阶和第6阶。

汽车车门；试验模态；固有频率；模态振型

汽车后车门是汽车结构的主要组成部分，主要是由多块薄板冲压件和塑料件组合而成，具体包含车门框架、后挡风玻璃、汽车尾灯和内饰塑料板等部件。由于后车门结构的复杂性和多样性，使汽车在行驶过程中在发动机、路面、风阻力等振源激励作用下会产生振动[1-2]。当车门的固有频率接近这些振动激励频率时，车门便会出现共振现象，从而导致车内低频噪声恶化，降低车辆的乘坐舒适性[3-4]。除此之外，如果后车门设计不当导致车门长时间处于共振状态，还容易引起车门零部件的疲劳破坏，导致车门门锁过早失效[3]。通过对车门的优化设计可以显著提高车门的质量和性能[5]。

模态试验分析是了解结构动态特性的一个非常有效直接的方法，采用理论方法和数值分析方法处理结构动态特性时，存在较大的近似性、不确定性及过度简化和部件接触设置不合理等问题，而试验模态分析可以有效避免以上问题。当设备的精度达到要求且测试方法正确时，试验模态分析的结果是相当正确的[6]。

1 试验模态分析理论

试验模态分析是通过对结构的激励和响应（如位移、速度、加速度等）的传递函数进行曲线拟合，运用如Polymax等模态参数识别技术得到该结构的动特性参数[7]。车门系统可以离散为一种具有个自由度的系统，其运动微分方程为：

设系统的初始状态为零，对式（1）进行傅里叶变换，并利用实对称矩阵的正交性，分别对系统质量、阻尼和刚度矩阵和传递函数矩阵做正交化处理，可得激励点与响应点、之间的频响函数为：

在车门试验模态分析中，测试出对结构所施加的激励以及相应的动响应，然后计算某一激励点到另一拾振点的传递函数，对应求得传递函数中的任一行或任一列元素，则各阶模态参数可以通过识别和拟合的方法加以确定[8]。

2 车门模态试验

采用单点激振的方法进行车门试验模态分析，试验时，采用传感器固定不动、力锤移动的方法进行测量，将力锤激励信号和响应信号经放大器放大后输入到LMS Test.Lab 12A结构动态分析系统，每个测点敲击6次，经平均处理后将该点的传递函数保存在计算机内，供后续的数据处理使用。

测试系统框图如图1，主要测试分析仪器如表1所示。在测量车门的传递函数时，用橡胶绳将车门悬挂起来，使车门处于自由状态，如图2所示。根据车门结构特点和试验的实际情况，在该车门上布置78个测点，在LMS Test.Lab 12A结构动态分析软件系统上建立车门结构测点模型，如图3所示。

图1 测试系统框图

图2 试验测试安装图

图3 车门结构的测点模型

固定加速度传感器到单点65，该点坐标（0.27 m, 0, 1.02 m）。用力锤依次敲击待测点向，逐点响应（振动加速度）得到各测点、、三个方向的响应信号。将激励和响应信号经放大器放大后输入信号采集系统，之后将采集到的数据输入到LMS Test.Lab 12A结构动态分析系统，经FFT分析处理得到该车门的前6阶模态振型及频率分布。

3 实验结果分析

由图4可知，本试验数据经过PolyMAX模态参数识别算法后很好地得到了在0～200 Hz频段内的模态参数，本车门在0～50 Hz频段内有小的峰值，在50～100 Hz频段内出现大的峰值，低阶频率下且在低阶各个峰都比较清晰，峰与峰之间没有耦连。各阶模态之间相互影响很小，故拟合时可按单自由度模态处理。由图5可知，各阶振型存在一定相似度，如表2所示，不同阶次的MAC值差异较大，其主要原因是实际车门是金属－塑料－玻璃三者的组合体，且三者之间并未达到测点模型中理想的衔接关系。拟合时，由低频到高频确定其模态阶数，然后用LMS Test.Lab 12A结构动态分析系统的单自由度拟合法对车门所有测点的传递函数进行拟合，如表3、图6所示。

表1 试验测试设备信息

图4 模态试验PolyMAX获得的稳态图

图5 模态试验的MAC图

表2 振型相似度表

表3 车门模态频率表

4 结论

（1）搭建了车门自由模态的测试平台，进行了车门自由模态的试验。

图6 车门前6阶自由模态振型图

（2）通过奇瑞车门自由模态的试验测试，获得了前6阶的固有频率分别为41.805 Hz、68.644 Hz、80.867 Hz、94.892 Hz、121.176 Hz和135.924 Hz。其中弯曲模态振型主要表现在第1阶和第2阶，扭转主要表现在第4阶和第5阶，弯扭振型主要表现在第3阶和第6阶。该车门第1阶的固有频率高于该车门所附属的白车身的第1阶固有频率34.22 Hz，该车门不会与车身发生共振，故车门设计合理。

[1]Sharma, S.，Sahu, A.，Bhosale, S.. Multidisciplinary Design Optimization of Automobile Tail Door[J]. SAE Technical Paper，2017，2017-01-0251.

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Experiment Modal Analysis of a Vehicle Door

ZHAI Huihui1，ZHOU Haichao2

( 1.School of Automotive Engineering, Zhenjiang College, Zhenjiang 212028, China; 2.School of Automotive and Traffic Engineering, Jiangsu University, Zhenjiang 212013, China)

The dynamic performance of vehicle door is the important factor in vehicle design process. In this paper, free hanging system, experiment modal analysis of a vehicle door was presented based on the LMS Table test system. Natural frequency, mode shape and damping ratio of the vehicle door were obtained. The test results showed that, First six natural frequencies of the vehicle door were 41.805 Hz, 68.644 Hz, 80.867 Hz, 94.892 Hz, 121.176 Hz and 135.924 Hz, respectively, where the bend modes shapes were presented in first and second mode, the torsion modal shapes were presented in fourth and fifth mode, the bend and torsion combination modal shapes were present in third and sixth mode.

vehicle door；experiment modal；natural frequency；modal shape

U463.3

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2018.12.017

1006－0316 (2018) 12－0059－04

2018－06－15

江苏省青年基金（KB20160528）；江苏省六大人才高峰项目（JXQC-011）

翟辉辉（1982－），女，江苏镇江人，硕士，讲师，主要研究方向为车辆零部件结构设计。