汽車天窗異響問題分析

孔 博，余銀峰，李 沛，李曉明

（廣汽乘用車有限公司，廣東 廣州 510700）

0 引 言

近年來，為滿足客戶對采光和透氣的需求，汽車越來越多采用全景天窗，同時客戶對乘坐舒適性要求也越來越高。天窗NVH （Noise、Vibration、Harshness，噪聲、振動與聲振粗糙度）性能對乘坐舒適性有重要影響，天窗異響、漏水等問題時有發生[1]。

本文針對某車型怠速工況下天窗共振異響問題進行分析和優化，查找噪聲產生的部位，建立簡化力學模型和單自由度振動微分方程，分析天窗自身固有頻率和汽車怠速激振頻率之間的關系，利用CAE（Computer Aided Engineering，計算機輔助工程）技術改善天窗固有頻率和激振頻率相近產生共振的問題，對天窗框架結構進行設計優化[2-3]。

1 天窗異響問題機理

1.1 天窗結構

汽車天窗安裝在白車身頂部和頂棚之間，如圖1 所示，主要由框架、移動玻璃（A 玻）、固定玻璃（B 玻）、擋風網、機械組、遮陽簾、電機、后梁及車身膠條等部件組成，其中框架包括前梁總成、左右側導軌總成、后梁總成、左右側機構總成、左右側玻璃軟軸總成、左右側遮陽簾軟軸總成以及擋風條總成。天窗框架總成四周螺栓固定在白車身頂部，A玻和B玻鑲嵌于車頂框架內。

圖1 汽車天窗玻璃總成

1.2 異響來源及產生機理

針對天窗振動噪聲，首先尋找噪聲源及產生機制，之后針對不同噪聲源采取相應對策。某車型道路試驗時天窗處于關閉狀態，發動機怠速運行，此時可明顯聽見天窗出現共振噪聲，打開天窗后噪聲消失。通常四缸發動機的怠速轉速為750～850 r/min，當發動機怠速激振頻率與天窗及框架總成的固有頻率接近時，玻璃與導軌安裝面會發生共振異響，導致天窗出現Z向振動。由經驗判斷，發動機怠速抖動主要引起整車Z向振動，X、Y向振動較小本文不做分析[4]。

1.3 天窗及框架力學模型

建立汽車天窗和框架的Z向單自由度振動簡化模型，如圖2 所示，其中，F(t)為激振力，m為天窗質量，k、c分別為天窗與框架之間連接的彈性剛度系數和阻尼系數，x為天窗Z向位移。

圖2 天窗與框架單自由度振動模型

發動機怠速時與天窗產生共振，F(t)激勵天窗離開平衡點產生Z向位移x，從而產生共振噪聲，建立天窗及框架總成關于發動機怠速共振的微分方程，即

式中：為天窗振動加速度；為天窗振動速度；P0為激振力幅值；ω為激振頻率；t為激勵時間。

利用傅里葉變換求穩態響應的復振幅方程，得到

計算得

則發動機怠速激勵天窗產生的強迫振動的穩態響應為

進一步整理得

2 天窗及框架總成模態分析

由于天窗結構的阻尼小于剛度，進行模態分析時可不考慮阻尼，因此求取各階模態應變能分布較容易實現，利用各階模態應變能分布，找出彈性位移變化較大位置進行結構優化[5-6]。

2.1 模態應變能基本理論

模態應變能可以識別結構局部剛度性能的變化，準確發現系統剛度變化的部位[7]。

無阻尼多自由度系統第j階模態特征方程為

式中：K為剛度矩陣；M為質量矩陣；?j為系統自由響應幅值陣列；ωj為第j階特征值。

式（6）中等號左側為天窗的彈性恢復向量，右側為慣性力向量，則彈性恢復力的應變形式為

式中：l為結構件數；Vn為第n個構件的體積；D為本構矩陣；?jn為第n個構件第j階模態的應變分布。

本文利用1階模態應變能分布，查找異響車型天窗框架彈性位移變化較大的位置，進而對結構進行優化。對異響天窗進行模態分析求解，得到1階模態應變能分布，如圖3所示。

圖3 異響天窗1階模態應變能分布

當汽車發動機轉速為650～800 r/min時，整車怠速頻率為26.3～26.7 Hz，均值約為26.5 Hz，天窗振動1階模態平均值為27.85 Hz，與汽車怠速頻率相差1.15 Hz，存在怠速工況下天窗共振的風險，因此須進行避頻，將天窗振動模態優化至28.5 Hz 以上，使之與整車怠速頻率相差至少2 Hz。由圖3 可以明顯看出，天窗橫梁上的應變能分布比較集中，說明此區域剛度相對較弱，可通過優化該區域提高天窗的振動模態，這是最經濟便捷的改進措施。

2.2 模態優化方案

異響天窗的窗框結構如圖4所示，主要承力結構為4 根橫梁。由圖3 可知，異響天窗的1 階模態應變能最大點分布在前、中、后橫梁上，為優化橫梁結構，首先與對標車型進行橫梁截面對比，如圖5所示。

圖4 天窗窗框結構

圖5 各橫梁截面對比

由圖5（a）可以看出，前橫梁截面Z向尺寸相比對標車型偏?。挥蓤D5（b）可以看出，后橫梁截面Z向尺寸相比對標車型明顯偏小；由圖5（c）可以看出，中部橫梁1的截面X向尺寸相比對標車型偏小；由圖5（d）可以看出，中部橫梁2 相比對標車型無明顯差異，可不作優化。

通過上述對比發現，異響車型的各橫梁截面尺寸偏小是橫梁剛度不足的主要原因，可通過尺寸優化提升剛度性能，優化前后的結構對比如圖6所示。

圖6 優化各橫梁結構

圖6 中各橫梁的優化方案為：圖6（a）中前橫梁結構Z向延長5 mm，圖6（b）中后橫梁Z向延長10 mm，圖6（c）中中部橫梁1X向延長5 mm，圖6（d）中中部橫梁1Z向延長5 mm。采用圖6中不同方案對天窗結構進行優化，并分別計算優化后天窗的振動模態，如圖7所示。

圖7 各橫梁優化前、后模態應變能對比

由圖7 可知，相比其他方案，同時采用圖6（b）、（d）方案進行優化，天窗振動模態的平均值最大，達到28.68 Hz，相比優化前模態平均值27.85 Hz提升了2.98%，并且與發動機怠速激振頻率26.5 Hz的差值超過2 Hz。天窗橫梁優化后模型如圖8所示。

圖8 優化天窗框架

2.3 實車驗證

將優化后的橫梁結構安裝在實車上進行驗證，車輛怠速工況下，保持天窗關閉狀態，行駛中未出現共振噪聲。進而將優化后的橫梁結構裝車量產測試，發現天窗振動噪聲不良率出現大幅度降低，說明橫梁結構優化方案有效可行，天窗振動噪聲問題得到解決。

3 結束語

本文針對某款車型怠速工況下天窗共振異響問題進行分析，闡述天窗異響產生的原因是怠速共振使天窗產生Z向振動，建立怠速工況下天窗和框架總成的振動微分方程，通過模態分析發現模態應變能的集中點在框架總成的4根橫梁處，此位置剛度較弱，受到激勵時易發生共振，為此對各橫梁進行結構優化，使天窗框架的振動頻率得到提升。對優化方案進行實車驗證，發現異響不良率大幅下降，天窗振動噪聲問題得到有效解決，為整車NVH 相關問題解決提供參考。