白車身結構NVH優化技術研究

黃宗斌，嚴 莉，向 上，楊 蔚，張文正，周江奇

（1.上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007；2.上海交通大學 振動沖擊噪聲研究所，上海 200240）

白車身結構NVH優化技術研究

黃宗斌1，嚴 莉2，向 上2，楊 蔚1，張文正2，周江奇1

（1.上汽通用五菱汽車股份有限公司，廣西 柳州 545007；2.上海交通大學 振動沖擊噪聲研究所，上海 200240）

設計了一套以提高汽車NVH性能為目的的結構優化流程，期望通過較小的零部件改動，達到較大的汽車NVH性能的改進。以某商用車為例，首先通過試驗和計算模態分析、模態靈敏度分析及板塊聲學貢獻量分析等找到影響車身NVH性能較大的薄弱部件。其次針對不同的部件，提出相適應的結構優化方法。選取車頂棚部件為優化對象，提出易于實現的形貌優化方案，實現了白車身模態及NVH性能的提高。

振動與波；汽車NVH；優化設計；形貌優化；模態分析

因為汽車系統的復雜性，整車NVH(Noise，Vibration&Harshness)通常分解為多個子系統進行研究[1]。車身系統是整車NVH系統的響應器，在整車NVH特性的研究中占有重要的地位。車身NVH性能改進的難度與花費會隨著車身設計方案的確定而增加，特別是在現有款車型升級和改進的過程中。因此，通過較小的局部部件改動來滿足車身的NVH目標顯得十分有意義。另外，將車身NVH目標分解到子結構及部件和對這些薄弱部位進行優化顯得特別關鍵。

為控制車內振動和噪聲，使用模態分析找出待優化的零部件是通常的做法[2-4]。然而，通過多方面的手段尋找影響車身NVH性能較大的部件，可盡量避免多個優化目標之間沖突的問題，即：一個目標的優化會帶來某些目標性能下降的情況。Vijay Antony John Britto等[5]綜合固有頻率、動剛度、結構傳遞函數和振聲傳遞函數4個方面將整車NVH分解到各個子系統及部件。張守元等[6]通過傳遞路徑分析尋找并提高關鍵子系統性能來實現整車目標。Juha Plunt[7]通過4個案例闡明了使用傳遞路徑分析提高汽車NVH的有效性。解建坤等[8]通過面板聲學貢獻量的分析來對車身進行結構優化。馬天飛等[9]建立了考慮流固耦合作用(FSI)的模型來分析和改進車身NVH。另外，將定位好的薄弱部件選擇相適應的方法，使結構改動的實現變得可行，也是研究難點之一。Jakub Korta等[10]使用響應面法來指導優化車身結構，實現多目標優化。劉軍等[11]使用混合元模型優化方法對汽車頂棚進行優化設計，改善了車輛的隔聲性能。胥志剛等[12]通過對發動機罩內板進行拓撲優化，在保證車身性能的前提下，有效降低了車身重量。

以上研究使得白車身NVH性能得到了較好的優化，然而，優化證據限于模態分析及靈敏度分析，并且優化的位置和參數往往實際實施起來較為困難。針對這些問題，本文建立了一套以提高某商用車NVH性能為目的，以修改車頂棚板件的結構參數為例的優化設計流程和方法。首先通過軟件仿真和試驗分別得到了白車身的固有頻率及對應的振型關系，將計算結果與試驗結果相比較，指導有限元模型的修正，進而驗證白車身有限元模型的有效性。基于有限元模型，通過模態分析，模態靈敏度分析和板塊聲學貢獻量分析確定20 Hz～200 Hz頻域內白車身優化的具體部件。提出基于形貌優化的車頂棚結構優化方案，不僅可有針對性地加強車身的局部剛度，對于提高白車身的剛度、動態特性以及優化車身結構具有重要意義。

1 白車身NVH優化部件的確定

1.1 白車身有限元建模

本文使用Hyper Mesh對某商用微型車白車身進行簡化，選用殼單元建立其有限元模型。采用剛性單元RBE 2對焊點進行模擬。建成的白車身有限元模型共有373 918個單元，其中四邊形單元357 951個，占總數的95.7%，焊點5 257個。如圖1所示。

1.2 模態分析和模型修正

白車身模態試驗采用彈性橡皮繩使白車身處于近似自由狀態，并保持車身水平。采取單點激勵，多點拾取的方法。試驗之前，表面共選取147個點作為測試點，每個測點均布置三向加速度傳感器，共441個自由度。在左前車架懸架部位選取適當的激勵點，Z方向隨機信號激勵。將測點幾何坐標輸入到LMS Test.Lab軟件中，對白車身進行幾何建模，分析傳遞函數，計算出固有頻率和振型。

一般來說，仿真分析與試驗分析結果會有一定的誤差，原因和解決方法如下：

1）模擬的焊點連接剛度與實際有差別。在用HyperMesh中建立白車身模型時，可以采用多種類型單元模擬焊點，如RBE2，CWELD，ACM，RBE3等。結合實際情況，本文選用RBE2剛性單元來模擬焊點。RBE2需建立在兩塊連接板的節點上，而對應節點的連線往往不會與連接板垂直，故應重新調整單元，使得需要建立焊接關系的兩節點之間的連線垂直于連接板，經此修正，白車身的剛度會有所增強。

2）結構不合理簡化使得計算結果出現偏差。在建模過程中，為提高單元質量，需要對導入的CAD模型進行幾何清理與修補。即：清除曲邊倒角、去除工藝孔、刪除讓位臺階、縫合自由邊等。對有些凸臺或者起加強作用的筋等，必須予以保留，否則會引起較大偏差。例如，作者發現省略車頂棚表面的加強筋后，車頂棚剛度變化比較明顯，成為影響白車身固有頻率的重要部件。

模型經修改后，計算模態與試驗模態如表1所示，忽略所有剛體模態，且試驗有幾階模態遺漏，同一固有頻率相對誤差絕對值都在10%以下，另外從振型上看，也具有良好的一致性，本文從略。比較結果表明，有限元模型計算得到的模態同試驗方法測得的模態符合很好，說明建立的有限元模型能很好地反映實際結構的振動特性。

表1 白車身試驗模態與計算模態結果對比

從模態振型角度分析，該車身的低階振型主要以彎曲和扭轉為主，車頂、后側圍外板、A柱以及D柱是變形較大的區域。在這些試驗模態中，其中有3個模態都與車頂振動有關，如表2所示。顯然，增加這些變形相對較大部位的剛度，可以改善整個白車身的動態特性。

表2 顯示車頂棚振幅較大的模態振型

1.3 固有頻率靈敏度分析

選取白車身50塊板件的厚度作為設計參數，除第1階外的其他各階固有頻率為約束函數且車身總質量不超過1%，計算出白車身各板塊板厚對第1階扭轉固有頻率的靈敏度。如圖2所示，板厚變化對第1階固有頻率影響較大的編號是：32，7，33，8，1，13和14，分別對應左D柱下段，左后側圍外板，右D柱下段，右后側圍外板，頂蓋，左A柱加強板，右A柱加強板。適當增加這些板件的厚度，能有效提高白車身第1階固有頻率。

圖2 1階固有頻率對板厚的靈敏度

1.4 板塊聲學貢獻量分析

通常，發動機激勵是產生內部低頻噪聲的主要來源之一。為計算車身內部的聲學響應，在發動機懸置處施加一個從2 Hz起，以1 Hz為步長止于200 Hz的激勵。先得到車身的結構速度響應，再將板件的振動速度分布傳遞給聲腔的邊界，用Virtual.Lab Acoustics軟件計算得到聲腔的內部聲場分布，從而獲得駕駛員右耳處的聲壓響應，如圖3所示。聲壓最大的三個峰值頻率分別是58 Hz，148 Hz和168 Hz。

圖3 發動機懸置激勵下駕駛員右耳聲壓響應

圖4表示車身結構在發動機簡諧激勵下，在三個聲壓峰值頻率處的面板聲學貢獻量。綜合三條曲線，可得出車頂蓋的貢獻度最大，其次是左后側圍和右后側圍。因此，對這三個部件進行結構優化，可有效降低由發動機引起的車內噪聲。

圖4 各板塊聲學貢獻量

1.5 白車身NVH薄弱部位分析及優化部件確定

綜合模態分析、模態靈敏度分析和板塊聲學貢獻量分析結果，為提高整個白車身的動態特性，重點改進的區域有：車頂棚、A柱、D柱及后側圍。具體的改進措施通常不是千篇一律的，需要針對不同部件而定，常用的有改變結構剛度、施加阻尼、隔振、添加筋板和鋪設吸聲材料等措施來降低部件的振動量和吸收車內的噪聲，從而有效提高白車身NVH性能。而改變結構的剛度又分為尺寸優化、形貌優化和拓撲優化等。從分析可知，車頂棚是整個白車身模態變形較大的部件，也是板塊聲學貢獻量較大的部件，限于篇幅，下文只以車頂棚優化為例，來達到提高白車身NVH性能的目的。

2 車頂棚結構優化

2.1 優化設計數學模型[13]

本文中用到的軟件OptiStruct是以有限元為基礎的結構優化設計軟件，它提供拓撲、形貌等六種優化設計方法。本文中對車頂棚的優化設計主要是為了提高它的剛度，即在車頂尋找最優的加強筋的數量和分布，是一種形狀最優化的方法，因此這里采用形貌優化方法。

優化設計的數學模型可表述為：

最小化：f(X)=f(x1,x2,…,xn)

約束條件：gj(X)≤0 j=1,…,m

hk(X)=0 k=1,…,mh

式中X=x1，x2，…，xn是設計變量；f(X)是目標函數；g (X)是不等式約束函數；h(X)是等式約束函數；分別是變量xi的下限和上限。

2.2 優化過程和結果

優化設計有三要素，即設計變量、目標函數和約束條件。形貌優化把原有的加強筋去掉后的模型作為開始優化的模型，在確定設計區域后，只需設定目標函數、約束條件和加強筋的參數即可，這里的目標函數為車頂模型的第1階非零固有頻率，約束條件為約束車頂四邊的全部自由度，加強筋參數包括最小起筋寬度，起筋角，起筋高度，加強筋的截面形狀如圖5所示。最小起肋寬度的推薦值為單元平均尺寸的1.5倍～2.5倍，起筋角推薦值為60°～75°，考慮到優化前車頂加強筋的截面形狀為三角形，起筋角大約只有20°，起筋高度約為10 mm，而單元平均尺寸為5 mm，所以在優化時設定最小起筋寬度為5 mm，起筋角為45°，起筋高度為10 mm。

圖5 加強筋參數示意圖

形貌優化采用HyperWorks自帶的OptiStruct優化模塊，具體的優化設計流程圖如圖6所示：

圖6 優化設計流程圖

以車頂第1階非零固有頻率為目標函數，經過13次迭代，首階固有頻率從44.98 Hz提高到47.18 Hz，最終的變形云圖如圖7所示，圖中變形值為相對值，固有頻率隨迭代次數的曲線圖如圖8所示。

圖7 優化后頂板變形云圖

圖8 固有頻率隨迭代次數曲線圖

3 整車白車身改進效果

從圖7的變形圖中可以看出，在車頂長度方向上可以布置9條加強筋，但除了中間三條變形較大外，其他地方的變形都在2 mm以下，所以只在車頂的中間布置3條加強筋。利用Hyper Works后處理工具OSS mooth將優化后的云圖轉化為IGES格式的曲面，直接得到的曲面往往是不規則的，需要結合生產工藝進行一定的調整，調整后的模型具體參數為：加強筋長度為2 200 mm，起筋寬度為30 mm，起筋高度為3.5 mm，起筋角度為45°，兩條筋之間的寬度為70 mm。

對優化調整后的模型進行模態分析，首階固有頻率為46.8 Hz。固有頻率雖略小于最優固有頻率47.2 Hz，但相比原來的30.7 Hz提高了52.4%，剛度明顯得到提高。此外在計算時發現，原有模型在去掉加強筋固有頻率有較大提高，為45.0 Hz。最后為了便于比較，表3給出了原有模型、去筋后模型和優化后布置3條筋模型的1至5階固有頻率。

為分析比較加強筋優化前后車頂棚的抗凹性能，分別在車頂棚原有模型、去筋后模型和加強筋優化后模型上均勻選擇20個位置，分別施加250 N的集中力載荷，約束車頂四邊全部自由度，加載后三種模型的最大變形如表3所示，車頂棚原有模型最大變形為9.47 mm，加強筋優化后車頂棚最大變形8.50 mm，比原設計減小了10.29%，顯著提高了車頂棚的抗凹性能。

表3 車頂固有頻率和靜壓最大變形對比

將優化后的車頂棚裝配到白車身模型中進行計算模態分析，各階頻率均有一定提高。其3,4,5階頻率更是提高明顯，如表4所示。

表4 車頂棚優化前后白車身固有頻率對比

這與前面的模態分析結論一致，因為這3階模態正是車頂棚振幅較大的模態，分別對應于車頂棚單獨分析的前3階模態。采用前述的仿真方法重新計算車頂優化后駕駛員右耳聲壓響應，并與原始模型對比的結果，如圖9所示。

圖9 車頂棚優化前后駕駛員右耳聲壓響應對比

原聲壓響應的峰值頻率58 Hz，148 Hz和168 Hz對應于白車身的第7，25和30階模態也有相應的改變，優化后聲壓值分別降低了25.5 dB，3.2 dB和7.8 dB。

需要指出的是，本次優化是以車頂第1階非零固有頻率為目標函數，所以低階固有頻率增加明顯。而車頂高階模態比較密集，優化后雖能避開聲學響應的峰值頻率，但對高階固有頻率影響有限。為進一步降低車內噪聲，可以考慮在車頂內部添加阻尼和吸聲材料，并對上述確定的其他優化部件進行改進，得到一個綜合的優化結果。另外，盡管重新布置加強筋后模型的第1階固有頻率相對于原設計有較大的提高，從30.7 Hz增加到46.8 Hz，可有助于減少車頂棚向車內的輻射噪聲，但相對于不加筋的情況，1階固有頻率僅從45.0 Hz提高了1.8 Hz。所以如果僅從提高車頂固有頻率的角度考慮，按照優化后布置3條加強筋為較合適的方案；如果對車頂的固有頻率不是特別敏感而加工加強筋的成本又比較大，車頂棚不加筋則是較為合適的方案。綜合以上步驟，車身NVH性能優化的流程圖如下所示：

圖10 車身NVH性能優化流程圖

4 結語

以提高某商用車NVH性能為目的，通過模態分析、模態靈敏度分析以及板塊聲學貢獻量分析等手段，提出一種把改進車身NVH性能目標分解到具體部件結構優化的分析方法。在所有找到的薄弱部件中，以車頂棚為例，提出了提高部件模態的結構優化方法，得到具體的優化方案。結果表明，不僅優化后的車頂棚自身模態有所提高，并且整個白車身的模態也有不少提高。本文提出的提高車身NVH性能的目標分解方法能夠找到在20 Hz～200 Hz頻域內影響車身NVH性能較大的薄弱部件。

[1]Wagh S,B P,Hudson D.NVH challenges for low cost and light weight small cars[J].SAE International Journal of Passenger Cars-Mechanical Systems,2011,4(2): 1250-1265.

[2]楊英，趙廣耀，孟凡亮.某轎車白車身結構靈敏度分析及優化設計[J].東北大學學報(自然科學版)，2008，29(08)：1159-1163.

[3]張志飛，倪新帥，徐中明，等.基于結構優化的商用車駕駛室模態特性改進[J].汽車工程，2011，33(04)：290-293.

[4]Shariyat M,Djamshidi P.Minimizing the engine-induced harshness based on the DOE method and sensitivity analysis of the full vehicle NVH model[J].International Journal ofAutomotive Technology,2009,10(6):687-696.

[5]John Britto V A,Sivasankaran S,Loganathan E,et al. Commercial vehicle NVH refinement through test-CAE development approach,F,2013[C].SAE International.

[6]張守元，張義民.整車NVH結構噪聲子系統設計方法研究[J].噪聲與振動控制，2011，06)：131-134.

[7]Plunt J.Finding and fixing vehicle NVH problems with transfer path analysis[J].Journal of Sound and Vibration,2005,39(11):12-16,11.

[8]解建坤，王東方，蘇小平，等.基于ATV、MATV技術的車內低頻噪聲分析[J].噪聲與振動控制，2013，04)：145-148+170.

[9]馬天飛，林逸，張建偉.轎車車室聲固耦合系統的模態分析[J].機械工程學報，2005，41(07)：225-230.

[10]Korta J,Raniolo R,Danti m,et al.Multi-objective optimization of a car body structure[J].SAE International Journal of Passenger Cars-Mechanical Systems,2012, 5(3):1143-1152.

[11]劉軍，顧成波，吳飛，等.混合元模型優化方法在汽車頂棚隔聲量設計中的應用[J].汽車工程，2013，35(01)：37-40.

[12]胥志剛，林忠欽，來新民，等.面向車身結構輕量化設計的水平集拓撲優化[J].上海交通大學學報，2007，09)：1393-1396+1401.

[13]Tamaki Y.Research into achieving a lightweight vehicle body utilizing structure optimizing analysis:aim for a lightweight and high and rigid vehicle body[J].JSAE Review,1999,20(4):558-561.

圖7 怠速車內噪聲優化前后對比(頻譜)

“聲學互動濾波法”主觀評價時為了識別某個頻率是否為問題頻率，故對特定頻率（250 Hz）噪聲濾波衰減量較大（設置為20 dB）。此工程案例中對發動機正時上罩蓋進行優化后，250 Hz噪聲主要噪聲源消除，車內250 Hz噪聲下降6 dB（A），在其他噪聲的隱蔽效應下，250 Hz頻率噪聲基本不能引起人耳的聽覺效果。因此250 Hz噪聲下降6 dB（A）已達到工程要求，故此說明。

7 結語

（1）通過“聲學互動濾波主觀評價”識別出該款車型怠速不加載工況車內異響噪聲頻率為250 Hz，再應用“TPA分析方法”判斷此噪聲為空氣聲。

（2）利用“近場測量法”對發動機6個面和排氣口噪聲進行分析比較確定250 Hz主要噪聲源處于發動機右側，再利用“鉛包覆法”最終確認250 Hz主要噪聲源為發動機正時上罩蓋。

（3）經過對發動機正時上罩蓋進行模態分析得出其存在250 Hz固有頻率的結論，并基于此提出了優化方案，最終使車內異響噪聲基本消失，達到了優化目標。

參考文獻：

[1]褚志剛，鄧兆樣，王亮，等.中型載貨汽車怠速異響噪聲源識別[J].振動與沖擊，2009，28(3)：171-173.

[2]龐劍.汽車振動與噪聲—理論與應用[M].北京：北京理工大學出版社，2006，77-87.

[3]余琪，周鋐.傳遞路徑分析用于車內噪聲貢獻量的研究[J].汽車技術，2013(3)：16-19.

[4]王彬星，鄭四發.運行工況下車內噪聲的能量傳遞路徑分析[J].噪聲與振動控制，2011(5)：71-74.

[5]熊建強，黃菊花，廖群.車輛噪聲源識別理論與方法分析[J].噪聲與振動控制，2011(4)：97-101.

[6]王孚懋，任勇生，韓寶坤.機械振動與噪聲分析基礎[M].北京：國防工業出版社，2006，166-168.

[7]范江東，潘宏俠.齒輪箱箱體的有限元模態與試驗模態分析[J].煤礦機械，2010，31(05)：92-93.

Research on NVH Optimization Technique of Body-in-White Structures

HUANG Zong-bin1,YAN Li2,XIANG Shang2,YANG Wei1, ZHANG Wen-zheng2,ZHOU Jiang-qi1
(1.Shanghai GM WulingAutomobile Co.Ltd.,Liuzhou 545007,Guangxi China; 2.Institute of Vibration,Shock&Noise,Shanghai Jiaotong University,Shanghai 200240,China)

In order to improve the performance of noise,vibration and harshness(NVH)of vehicles,a structure optimization process was proposed.In the hope of achieving a large improvement of NVH performance with a minor modification of the vehicle’s components,a commercial vehicle was studied as an example.First of all,through modal analysis,sensitivity analysis,panel acoustic contribution and structural-acoustic analysis,etc.the components which significantly affect the vehicle’s NVH performance were found.Then,the structure optimization method for each component was proposed.Based on the structural analysis of the roof,a topological optimization strategy was presented,and the natural frequencies and the NVH performance of the body-in-white(BIW)were improved.

vibration and wave;vehicle NVH;optimization design;topology optimization;modal analysis

U461.4；TB533.2

A

10.3969/j.issn.1006-1335.2015.02.020

1006-1355(2015)02-0080-06

2014－09－19

黃宗斌（1969－），男，廣西省北海市人，大學本科，主要研究方向：汽車車身結構設計。E-mail:xiangshang@sjtu.edu.cn