某轻客接附点局部动刚度研究分析(精)

某轻客接附点局部动刚度分析(精)
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3 某轻客白车身接附点局部动刚度分析 BIW Input Point Inertance Analysis of Light Bus 王纯 雷应锋 崔璨 李翠霞 昃强 （长安汽车北京研究院 北京100195） 摘 要：本文应用Altair 公司的HyperWorks
软件，建立了某轻型客车白车身有限元模型，对白车身接附点进行动刚度分析及优化，并通过试验与仿真结果对比，验证了模型和分析方法的正确性。

关键词：白车身 接附点 动刚度HyperWorks 有限元
Abstract: To achieve the BIW IPI analysis and optimization of light bus, the CAE model of the BIW is operated by HyperWorks. By comparing the results of simulation and testing, the correctness of the model and the analytical method was verified.
Key words: BIW, Input point, IPI, HyperWorks CAE 1 引言
目前，随着消费者对汽车的要求越来越高，对汽车的认识也越来越成熟，汽车的NVH
性能逐渐成为消费者非常关注的性能指标之一，同时也是区分汽车档次的重要指标之一。

因此，在汽车研发设计之初就必须考虑到整车的NVH 性能问题。

在整车NVH
分析中，车身系统既是直接向车内辐射噪声的响应器，又是传递各种振动、噪声的重要环节，因此它的吸声、隔声特性对减少车内噪声和振动有着重要的意义[1]。

白车身接附点局部动刚度考察的是在所关注的频率范围内该点局部区域的刚度水平，刚度过低必然影响隔振效果并引起更大的噪声，因此该性能指标对整车NV H 性能有较大的影响，是在整车NVH 分析中首先要考虑的因素。

NVH
4 试验测试虽然是一种必不可少的可靠方法，但是研发费用高及周期长也是实物试验的固有缺点。

大型的仿真商业软件的普遍使用，可以很好的解决这种矛盾。

本文应用Altair 公司的HyperWorks
软件，建立了某轻型客车白车身有限元模型，对车身上前后悬架和动力总成接附点进行动刚度分析及优化，并通过试验与仿真结果的对比，验证了模型和分析方法的正确性。

2 接附点动刚度分析理论
在整车NVH 分析中，噪声和振动传递路径对NVH
性能有较大的影响，而振动基本是从底盘通过与车身的安装接附点传递到车身。

因此对接附点局部动刚度的考察特别重要。

该刚度分析可以通过IPI （源点导纳）方法进行分析。

IPI
（源点导纳分析）是指在一定的频率范围内，通过在加载点施加单位力作为输入激励，同时将该点作为响应点，测得该点在该频率范围内的加速度作为输出响应，用于考察该点的局部动刚度。

源点加速度导纳公式为[2]： - 1 -
2 （1） 其中：Ka=F/x 为接附点动刚度；a =ωx 为加速度；圆频率ω=2πf 假设通过IPI 响应曲线如图1所示，计算得到该曲线所包围的面积，则有： 得到该接附点的动刚度Ka ：
5 （2）
通过与动刚度目标值比较来评价接附点的动刚度水平。

（3） 根据式（3）做出动刚度曲线如图2所示，该曲线所包围的面积等于IPI 响应曲线所包围的面积。

图1 IPI 分析响应曲线 图2 动刚度Ka 曲线所包围的面积 3 白车身有限元模型建立 本文主要使用HyperMesh
软件进行有限元模型的几何清理及网格划分。

白车身中的薄壁零部件用壳单元模拟，网格大小为8mm×8mm 的四边形单元，只在局部复杂的区域采用三角形单元与四边形单元相结合的方法，三角形比例不超过5%。

粘胶、焊点采用solid
单元模拟，焊缝、螺栓采用RBE2单元模拟，白车身模型共有697217个单元，676110个节点，如图3为白车身有限元模型，图4为白车身接附点位置示意图。

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图
3
某轻客白车身有限元模型 - 2 -
图4 白车身接附点位置示意图 4 结果分析
4.1 有限元结果分析及优化
7 为了保证IPI
分析的精度，需要设置自然模态频率范围的上限高于激励载荷频率范围上限。

通常在50Hz 以下基本没有局部模态出现，可以忽略，而500Hz 已超出所关注的频率范围，因此典型的IPI
分析中激励频率载荷范围设为50~500Hz 。

模型为自由状态，无约束。

应用求解器计算，计算结果通过HyperView
读取，得到各接附点的动刚度响应曲线，与目标值对比后发现，只有前减震器安装点主方向的动刚度不满足目标值要求。

利用HyperMesh
软件对前减震器支架进行结构优化，增加支架处加强筋。

如图5、
6所示为优化前后的支架结构对比。

图5 前减震器安装支架（优化前） 图6 前减震器安装支架（优化后） 优化后的前减震器支架接附点主方向的动刚度由原来的5194N/mm 提高到9288N/mm ，满足目标值要求。

如图7、8所示为左前减震器优化前后接附点动刚度分析结果曲线，上方蓝色实曲线为非主方向目标值曲线，下方红色实曲线为主方向目标值曲线。

8 图7 左前减震器安装点IPI 分析结果（优化前） 图8 左前减震器安装点IPI 分析结果（优化后）
4.2 试验测试结果分析 - 3 -
试验测试过程中用软绳索将白车身悬置，采用同点激励同点输出的方法测试白车身前后悬架和动力总成接附点的动刚度值，测试位置与有限元分析位置相同。

对于螺栓或者销套连接的测试位置，按照实际安装的边界条件，将传感器布置在螺栓或者销套上。

对于测试位置是空洞或者缝隙的中心位置，例如本文涉及的前减震支架，需要附加连接部件（如钢板、钢座等），将传感器布置在附加部件之上，如图9所示。

图9 左前减震器安装点IPI 测试图
试验分析结果显示，白车身中大部分接附点的动刚度均满足目标值要求。

只有前减震器支架主方向的动刚度值不满足目标值要求，并且与CAE
分析值相差较大。

图10为前减震器接附点动刚度测试结果，左前减震器为5264.5 N/mm ，右前减震器为4199.7 N/mm 。

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图10 前减震器安装点IPI 测试结果
考虑到试验过程中在接附点位置添加了附件钢板圆盘，而CAE
分析时采用无质量的RBE2刚性单元连接，增加局部配重将会是造成试验结果与仿真结果存在差异的主要原因。

为了确定正确的影响因素并完成对分析项目的风险评估，采用仿真计算进行验证分析。

分两种情况进行验证：一、建立钢板圆盘模型，按照试验方法连接到前减震器模型中，并测量圆盘中点的动刚度值；二、在前减震器支架接附点处以增加集中质量的形式模拟钢板圆盘模型，如图11、12
为两种情况下左前减震器接附点的IPI 计算结果。

图11 左前减震器接附点IPI 计算结果（建立圆盘模型） - 4 -
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图12 左前减震器接附点IPI 计算结果（集中质量代替圆盘模型） 表1 前减震器试验与CAE 结果对比 工况 试验测试值 仿真计算值 (无附加连接部件 仿真计算值
(有附加连接部件模型 仿真计算值
(集中质量代替附加部件
左前减震器 5264N/mm 9288 N/mm 4489 N/mm 4434 N/mm 右前减震器 4199N/mm 8246 N/mm 4749 N/mm 4599 N/mm
分析结果如上表所示，增加连接部件后，仿真计算值和试验测试值比较接近。

可见，试验过程中的局部配重会对试验结果造成一定的影响，在本次试验中降低了测试点位置的局部动刚度值。

因此，如果从前期无局部配重的仿真计算值来进行风险评估的话，本分析项可以达到目标值要求。

一般为了达到良好的隔振的效果，通常要求支架刚度应该是隔振器刚度的6~10倍。

对比设计部门提供的隔振器刚度，该支架的试验测试动刚度值基本满足此隔振要求。

另外，以集中质量代替附加件的
11 计算结果与直接建立模型的计算结果基本一致，为了节约建模时间，可以选择集中质量的建模方式，在保证计算精度前提下，提高了工作效率。

通过本次与试验测试值的对比分析，验证了仿真模型和计算方法的精准性。

5 结论
本文应用HyperMesh
建立轻型客车的白车身有限元模型，节约了建模时间，提高了模型精度，为分析结果的准确性提供了保证。

通过优化网格的划分，减少不必要的单元数，在保证计算精度的前提下，提高了工作效率。

本文采用仿真分析方法，对车身上前后悬架和动力总成接附点进行动刚度分析及优化，并通过试验与仿真结果对比，验证了模型和分析方法的正确性。

在整车开发前期引入CAE 分析，可以有效预测整车NVH
性能，对于保证开发质量，缩短开发周期都有重要的意义。

6 参考文献
[1] 庞剑、谌刚、何华. 汽车噪声与振动——理论与应用[M].
北京理工大学出版社，北京，2008，第二版.
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