某款SUV试验场工况下车门抖动问题分析与优化

Journal of Mechanical Strength H i«%&2020, 42(4) ：863-868
DOI：10. 16579/j.issn.l001. 9669. 2020. 04. 016
某款SUV试验场工况下车门抖动问题分析与优化# ANALYSIS AND OPTIMIZATION OF DOOR'S JITTER PROBLEM
OF A CERTAIN SUV ON TEST FIELD
张立强…于双1胡帅2张松3
(1•中南林业科技大学机电工程学院，长沙410004)
(2.湖南大学汽车车身先进设计制造国家重点实验室，长沙410082)
(3•重庆长安汽车欧尚研究院，重庆400023)
ZHANG LiQiang' YU Shuang1HU Shuai2ZHANG Song3
(1. School of Mechanical and Electrical Engineering, Central South University of Forestry and Technology,
Changsha410004, China)
(2. State Key Laboratory of Advanced Design and Manufacturing for Vehicle Body, Hu^ nan University,
Changsha410006, China)
(3.Chang’an Oushang Automobile Institute，Chongqing 4Q Q Q23，China)
摘要为研究某款SU V以（12〜15)km/h速度行驶搓衣板路面时左后车门抖动问题，通过工作载荷试验与传递函数仿真相结合方法建立传递路径分析(TPA)模型。

基于复刚度法求解底盘与车身间的连接点动载荷，同时CAE方法获取内饰车身（TB)有限元模型中连接点到左后车门目标点的传递函数，最后计算各传递路径对目标点的贡献量，将各传递路径的合成值与试验值进行对比，验证该TPA模型的可靠性。

根据各路径贡献量大小找出后横向稳定杆左侧是左后车门抖动的主要传递路径，针对该传递路径的连接处动刚度进行结构优化来降低连接点振动传递率，结果表明抖动加速度峰值从 8 017 mm/s2降到 4 236 mm/s2。

关键词复刚度法T PA模型传递路径贡献量动刚度
中图分类号U463.4
Abstract In order to study the jitter problem of the left rear door of a certain SUV on the washboard road with speed of (12~ 15) km/h，a transfer path analysis ( TPA) model is established by combining the working load test with the transfer function simulation. Based on the complex stiffness method, the dynamic load of the connecting point between the chassis and the car body is obtained. At the same time, the transfer function of the left rear door of the Trimmed Body (TB) model is obtained by the CAE method. The contribution of each transfer path to the target point is calculated. The reliability of the TPA model is verified by compared the combined value of each transfer path with the experimental value. According to the contribution of each path, it is found that the left connection between the lateral stabilizer rod and the car body is the main transfer path. Then, the dynamic stiffness of the connection of the transfer path is optimized to reduce vibration transmission ratio. The result shows that the peak value of the jitter acceleration is reduced from 8017 to 4236 (m m/s2).
Key words Complex stiffness method；TPA model；Transfer path contribution；Dynamic stiffness
Corresponding author：ZHANG LiQiangyE-mail：21384881@^.com,F〇A：：+86-731-85016000
The project supported by the Natural Science Foundation of Hunan Province(No. 51075124).
Manuscript received 20191225,in revised form 20190226.
__重要部分越来越受到各主机厂的重视。

汽车行驶过程m m中路面不平度激励通过车轮传递到底盘悬架系统，经随着汽车制造技术水平不断提高,人们对汽车舒 底盘自身振动特性的减弱或加强影响变化后再传递到适性期望越来越高，N V H性能作为汽车舒适性中至关 悬架与车身的连接点，最后传递到车身与子系统的连
* 20191225收到初稿，20190226收到修改稿。

湖南省自然科学基金项目（2018JJ2681)资助。

**张立强，男，1978年生，中南林业科技大学副教授，硕士生导师，博士学位。

主要研究方向汽车轻量化设计、材料成型工艺技术、冲压成形过程模拟仿真建模与分析。

864机 械强度2020 年
接点，引起子系统例如车门抖动I U375—377,钣金件噪声辐 需要已知传递函数和工作载荷。

射到车内密封空间内对驾驶员和乘客造成疲劳和心理 1.2基于复刚度法的结构工作载荷获取
不适。

国内外学者对各种工况下汽车N V H性能进行大 量研究。

汽车抖动异常问题早已被国内外主机厂和高 校研究者从试验的角度进行分析优化，但试验过程比 较复杂、成本高，解决问题周期较长W]。

Z h e n J，C o p l e y D和L o n d h e N等[4]采用TPA方法获取动力总 成系统有限元模型，基于CAE方法获取模型的结构载 荷，并分析结构传递路径的贡献量。

为研究加速工况 下的车内噪声问题，将实测激励处载荷导入声腔边界 元有限元模型，采用CAE方法计算出对车内噪声贡献 量较大的传递路径。

汪小鹏等[51综合运用试验测量 和仿真分析研究汽车在特定车速下的抖动过大问题，并通过仿真方法验证优化方案的有效性。

胡朝辉 等[6]将试验测取高速工况下加速度数据加载转向系 统有限元模型的转向节处，仿真计算出方向盘处响应 值，并采用结构优化解决高速行驶时方向盘抖动过大 问题。

本文采用试验与CAE仿真相结合方法研究左 后车门抖动过大的问题。

首先试验测量车身和底盘系 统之间的连接处加速度数据，然后基于复刚度法U'算 各连接点工作载荷，联合CAE仿真方法获取TB模型 的传递函数，建立左后车门抖动的传递路径分析模型 并试验验证该模型可靠性。

从而计算出各路径贡献量 大小，针对贡献量较大的传递路径分析其原因并提出 优化方案。

1传递路径分析方法
一个或多个激励源产生振动能量通过系统上离散 的各零部件之间连接点向目标点传递，假设该系统为 线性不变系统，则目标点响应是各振动能量沿不同路 径传递过程中因相位不同矢量叠加结果[7i。

进行 T P A目的是研究各振动能量在沿路径传递到目标点 时，对其响应贡献量的影响情况。

1.1传递路径分析原理
已知某一路径的传递函数和该路径起始处工作载 荷，则该传递路径对目标点的响应贡献量111232245表示 为
P,(w)^Hi(w)Fl(w)(1)
若共有n条路径，目标点总响应值可表示为
n
P&M=(2)
式中，//,(«;)为拆除激励源时第；条路径的传递函数; 厂(一为第f条传递路径的工作载荷;P,(为作用在 第条路径在F,(w;)激励下的目标的响应值;
为n条路径矢量叠加后目标响应量，因此进行TPA时
工作载荷的获取方法主要包括直接测量、矩阵求 逆、复刚度法等。

由于车身（被动端R)与底盘系统 (主动端S)之间耦合连接元件（橡胶衬套）的变形量 相对于主、被动端周围结构的变形量较大，选择采用复 刚度法求耦合点处工作载荷。

将试验测量工况下的连 接处主、被动端振动加速度数据,连接元件动刚度参数 值代人公式[8]]65—7°(3)中计算出工作载荷
F,(w)= K,(w)(3)
-(2t t/)2
式中，&,(1<；)、义1^(!<；)分别表示主、被动端的振动加速 度信号A,(«0表示第；条路径的耦合连接元件动刚 度;F,(m〇为第；条路径上连接点被动端动载荷，/表示 不同加速度对应的频率。

2左后车门抖动路径识别和控制
2.1传递路径分析模型的建立
某款SUV低速行驶搓衣板路面如图1,乘客感觉 左后车门明显抖动，利用LMS数据采集仪器测量问题 工况下后车门抖动加速度信息，选取左、右后车门靠近 C柱上部位置安装加速度传感器如图2。

图丨搓衣板路面
Fig. 1Washboard road
图2传感器的安装位置
Fig. 2 Arrangement of sensors 测试结果如图3,在21 Hz附近出现加速度峰值，左、右后车门在车宽方向（X方向）峰值分别是0.84 m/s2、0.26 m/s2，初步结论：左后门明显存在抖动问 题，且排除发动机是导致车门抖动激励源之一（怠速 频率25 Hz)。

为准确识别导致该工况下左后车门X 向抖动过大的激励传递路径，设左后车门X向的加速 度为目标点，建立底盘系统与车身耦合各连接点到目 标点的共计15x3结构传递路径的TPA模型，只考虑 x、y、
z =个平动自由度，忽略转动自由度，如图4。

2.2连接点工作载荷的计算
本文研究样车的车身与底盘悬架系统之间耦合连 接点共15个如图4,在连接点处相应位置安装3D振 动加速度传感器如图5。

样车以14 km/h行驶搓衣板 路面的工况下测取时域加速度数据，
将其傅里叶转换
第42卷第4期
张立强等：某款SU V 试验场工况下车门抖动问题分析与优化
865
应点：£后车门
re sp o ns e poi n t
l e t ! r e a r door
真部分
i t i o n s e c t i '
阁7
后横向稳定杆U 向工作载荷
Fig.7 A " ^K-dirertion of external loads of rear lateral stabilizer bar
车髙方向
The car high direction 车长方向
The car length direction 车宽方向The car width direction
30
40 50
频率 Frequency / Hz
罔6后横向稳定杆加速度频域数据 Fig.6
Frequency domain data of acceleration of rear lateral stabilizer rod
底盘系统激励tt 荷
Chassis system e x c i t a l i o n l o u d
Fig.4 Structural vibration of TPA model
成频域数据，如图6为列举后横向稳定杆连接点被动 端U
、Z 方向加速度频域数据，可看出在22 Hz 左右
加速度出现峰值，且车宽方向峰值高于其他方向。

(a)后横向稳定杆连接点
（b>后减*弹簧连接点(a) Rear anti-roll bar's (b) Rear damping spring'
connection point
connection point
图5加速度传感器安装位置
Fig.5
Arrangement of acceleration sensors
底盘系统的加速度通过连接元件传递到车身，在 其连接点R 端沿不同自由度方向产生各自工作载荷。

由复刚度法可知，求解工作载荷力需要连接元件动刚 度参数，连接点的主、被动端加速度（已实验测取），将 生产厂家提供连接元件在不同频率、预载荷、位移量下 的动刚度值代人公式（3)计算求15个连接点U 方
向在（1~ 100) Hz 频率内工作载荷力，如图7列举出后
横向推力杆车身连接点工作载荷。

2. 3
传递函数识别及T P A 模型验证
试验方法获取T B 传递函数需要解耦激励源（车
身与底盘系统分开），将TB 悬吊起再用橡胶锤头对激 励点敲击，过程复杂、试验周期长。

本文建立TB 有限 元模型，利用CAE 方法替代试验获取T B 的传递函数， 有限元模型的优点是能较完善地表现出车辆低频结构 动力学特性。

2.3.1内饰车身的传递函数识别
将CATIA 模型结构数据导人H y p e m i e s h 有限兀 软件中,进行几何清理、网格划分、建立连接、赋予属性 等，对内饰车身（TB )的总成进行装配，形成TB 有限元
模型如图8,定义车宽方向为X 向、车辆前进方向y 向、车高方向为Z 向。

阍8
某S U V 的内饰车身有限元模型
Fig.8
Finite element model of a certain SUV interior body
该TB 有限兀模型网格单兀大小8 mmx 8 m m ，共 有1 461 705个单元，其中三角形单元61 367个，车门 与车身连接用CBAR 模拟，其余螺栓连接采用RBE 2
图3
左、右后车门车宽向加速度对比
3 Comparison of width acceleration between left
and right rear doors Acceleration amplitude
左 ...........
1 I r o n ! ol d a i i i p i n p spnng f l R|< …
aR :⑷
左前上控制裉臂
1
I r o n t o l upper co ng l ro l swing arm
S 前下控制摆臂
1 .c t t I r o n l o l Ij jw cr c o n i t t r o l swina a r p )
l ^r f t r e a l o l t r a i l i n g arm V w )
左斜向控wn
Lcn oblique co n t r o l arm 左后威]R#II L^U I r o n l o t damping sp ri ng
w )
左后减震器Le t t r e a r o 丨'bumper 后横向穩定杆Rear s t a b i l i z e r b a i
后前滅雇弹簧
I ^c l t I r o n l of dampling s p ri n g V w )右前上控刺摆霄
Rig ht I r o n t o l upper c ongt ro l swing ann 右«下控制摆鬌Rig ht I r o n t o l lower c o n gt ro l swing arm
*w 岣
右后纵n Right re a r o l t r a i l i n g arm 右斜向控制霣Right oblique c o n t r o l arm 右后滅雇獰資Right t r o n l o l dumping spnng
°RU<W»右后减震 S Righl r e a r of bumper
*W ㈨
"i
CAI .:仿 CAT: Simula 图4
结构振动传递路径分析模型
(
rs s .u l oo .6) / 3P 5J Q.I U E
u .213J 3l a >33<
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rr s .l u o o -6) /U -2-J M C I U E u
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.
866机 械强度2020 年
单兀模拟，点焊S h e l l Gap模拟，胶粘A d h e s i v e s模拟，
密封胶条、门锁缓冲块Cbush单元模拟，乘车人员质量
采用Conm2模拟并用弹性单元RBE3连接到安装
点[1]313_318。

材料与属性的参数如表1，采用单位制为
吨(t)、毫米(m m)、兆帕（MPa)。

表1内饰车身有限元模型材料参考表
Tab.l Material reference list for finite element of TB
参数Parameter
钢
Steel
玻璃
Glass
胶粘
Adhesive
密度
Density/7. 85x l〇3 2.5x l〇3 1.2 x l〇3
(kg/m3)
弹性模M
Elastic modulus/ 2. l x l〇57. OxlO4 2. 〇x l〇3 (N/m m2 )
泊松比
Poisson ratio
0. 300. 220. 49
模拟试验中载荷加载位置，在底盘系统和车身的 每个连接点3个平动方向分别加载单位载荷，左后车 门设置目标响应点。

基于模态叠加法原理，利用 O p t i s t r u c t进行模态求解获取（0~ 100)H z内T B有限 元模型的传递函数，需要提取150 Hz以上的模态。

2.3.2 传递路径分析模型验证
将2.3. 1小节仿真计算得到传递函数和2.2小节 复刚度法计算获得工作载荷导人后处理软件H y p e r G r a p h,利用TPA模块计算各传递路径对左后车 门目标点响应。

在（1~ 100) Hz内将各路径矢量叠加 的合成值与试验测量进行对比如图9，可看出两曲线 变化趋势吻合度和相关性较好，因此可以通过该TPA 模型找出左后门抖动问题点以及验证优化方案的可靠 性。

图9试验值与T P A仿真结果对比
Fig.9 Comparison between experimental data and
TPA simulation results
2.4左后车门抖动路径贡献量分析
本文试验与C A E联合一起的传递路径分析(TPA)方法找出左后车门抖动原因，以各连接点R端 为起点，以左后车门车宽方向为目标响应点，每个连接 点包括3个平动自由度，共计振动传递路径45条。

由于左后车门车宽方向在22 Hz时抖动加速度峰值远远 高于其他两方向峰值，重点针对22 Hz频率下车宽方 向抖动情况进行各传递路径贡献量计算分析排序，如图10。

路径贡献量排序Sort the contributions of each path
图10各传递路径贡献f t计算结果
Fig. 10 Calculation results of contribution of each transfer path
由图10可知后横向稳定杆车宽方向8_X、左减震 器车高方向15_2的传递路径贡献量较大，分别为 43. 23%和26. 48%,同时左、右前悬架上控制臂车宽方 向1_X、9_X的路径贡献量分别为-5. 31%和-4. 25%，说明传递过程中振动能量相互抵消或加强。

根据贡献 量大小排序，有目的性对贡献量较大的传递路径进一 步分析。

3传递函数的问题点分析
根据TPA方法可知，通过改善工作载荷力和传递 函数来降低目标点振动加速度峰值，其中传递函数是 汽车系统固有属性，它反映单位激励力沿某一结构传 递路径在目标点产生响应幅值大小，因此本文对贡献 量较大传递路径8_X中传递函数进行分析。

车身传 递函数//,由两部分组成[9]|193_"98:车身侧连接点加速 度阻抗Z,、车身传递函数
H, = Z,H^, = ^(4)
A，body ( , body
式中，Z,表示底盘系统传递到车身侧连接点的振动，加速度a,i b m l y作用在车身产生的激励力，连接点 的动刚度尺,.与阻抗Z,之间相互倒数关系，而连接点 动刚度是评价该点抵抗外界动态载荷的变形能力，因此提高动刚度可降低底盘系统的激励力传递率[8]65—7°。

采用CAE仿真计算T B有限元模型连接点编号8_X 在（1~ 100) Hz内原点频率响应函数（I P I),仿真结果 曲线如图11。

将图11仿真计算的P C H格式结果文件，导人有 限兀软件H y p e r W o r k s中后处理H y p e r G r a p h模块，并 以识别出I P I曲线，由公式（5)[9]||93—_、公式（6)算出 (0~ 100) HZ内连接点8的向平均动刚度
值
第42卷第4期张立强等：某款SUV试验场T.况下车门抖动问题分析与优化867
原点导纳曲线丨npm point inertance curve
标准评价曲线 10’ Standard evaluation curve 106
&准评办曲线丨07 Standard evaluation curve 107
标准评价曲线 108 Standard evaluation curve 108
10 20 30 40 50 60 70 80 90 100
频率 Frequency / Hz
图自由状态8_X向结构导纳
Fig. 11The 8_X of structure IPI at free state
人分别为765 615 N/m、l 751 281 N/m。

当连接点 的动刚度达到l〇7N/m时连接点的动刚度足够抵抗外 界动载荷，局部结构有效地控制工作载荷
ai w2x(2t t/)
(5)
^单位载尙^单位栽荷
I (2t t/)2
K—---------
average rj Ha\(6)其中，&表示某频率下动刚度值,//a i表示原点导纳，也是原点频率响应函数。

为了车身结构的振动能量 传递，把l〇7N/m定为原点动刚度的目标值。

与标准 值相比后横向稳定杆车身侧连接点X向动刚度值偏 小。

4结构优化及验证
第3节可知，连接点被动端原点动刚度不足，因此 从连接点部位的结构、与连接点相连接的支撑架结构 以及输人给连接点能量方面人手⑴最终选择三个优化方案来提高原点动刚度,从而达到降低左后车 门抖动加速度峰值目的。

4.1优化方案
方案一:缩短后横向稳定杆左侧垂直高度
通过缩短后横向稳定杆支撑架高度，增加了支撑 架的稳定性,提高支撑架的动刚度。

参考对标车设计 方案将支撑架的垂直高度由278 m m降低为191 m m,如图12。

278
图12支撑架垂直高度优化前、后图示
方案二:支撑架的梁截面优化
截面的惯性扭矩决定了梁的刚度，从而影响了原 点动刚度。

将原来立体直柱改变成闭口正三角形状的 梁，来提高梁的整体刚度以及固有频率，改善方案如图 130
图13支撑架梁截面优化前、后图示
Fig. 13 Before and after optimization of bracing beam
方案三:橡胶衬套刚度的优化
降低后横向稳定杆处橡胶衬套刚度可减少底盘到 车身的激励传递率，从而减弱了传递到车身的不平度 路面激励[|1)]，但橡胶衬套刚度过低会导致相邻零部件 碰撞以及疲劳耐久性问题。

考虑上述因素，将衬套车 宽方向X、车高方向Z的刚度各降低15%。

4.2方案验证
小节2. 3. 2已经验证了试验工况下左后车门抖动 的TPA仿真模型的可靠性，因此基于该有限元模型验 证优化方案的有效性。

根据方案一对原始模型进行修 改，仿真计算结果如图14。

从图看出峰值由8 017 rrnn/s2降低到6 492 mm/s2,但没有降到所要求范围 内。

因此综合方案一和方案二对原始模型进行修改，优化后结果如图15。

从图看出峰值由原始8 017 mm/ S2降到4 436 mm/s2,虽然在22 H z附近峰值明显降 低,但仍没有降到可接受范围内。

因此仍然需要再次 综合优化方案一、方案二和方案三一起对原始模型继 续优化，其仿真计算后的效果对比如图16，从图看出 峰值由8 017 mm/s2降低到2 936 mm/s2，抖动水平处 于可接受范围内。

Fig. 12 Before and after the vertical height optimization of the support frame
图14优化前、后目标点加速度曲线Fig. 14 Acceleration curve of target point before and after
optimization
…原始曲线Primitive curve
优化后曲线Optimized curve
I
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
频率 Frequency /Hz
图15优化前、后目标点加速度曲线Fig. 15 Acceleration curve of target point before
and after optimization
图16优化前、后0标点加速度曲线Fig. 16 Acceleration curve of target point before
and alter optimization
5结论
本文综合运用试验测量和仿真分析方法研究车门
抖动过大问题，较短时间内精确找出关键问题点，进一 步确认连接点动刚度不足是导致抖动过大根源。

并提 出多个优化方案提高其刚度，有效解决了车门抖动过
大问题。

该方法为新车型的N V H 性能开发设计提供 一种思路，上述研究得出如下结论：
1) 建立底盘系统和车身之间的15个接附点到左
后车门的传递路径分析模型，并通过试验验证该模型
的可靠性。

2)
在22 Hz 时计算出各传递路径对目标点的贡献
量大小，根据结果制定方案优化连接处动刚度，结果表 明左后车门目标点在21.38 Hz 时抖动加速度8 017
mm /s 2变成23 Hz 时加速度4 236 mm /s 2，从而解决左
后车门抖动过大问题。

3) 试验与仿真相结合应用于TPA 可以快速准确 对左后车门抖动过大原因进行定位，同时为解决问题 的方法提供指导和方向。

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