整车模态分解与匹配分析

1 各系统模态频率分布的思考

试验与仿真模态结果的对标工作是模态分解及匹配工作的重要基础，在取得了较为准确的建模和计算方法后，就可以根据NVH开发的需要开展整车模态匹配工作了。承载式车辆由车体、动力驱动和底盘这三大总成组成，车体包含车身、内外饰件和电器；底盘可细分为转向系统、底盘附件、悬架系统和制动系统等；动力驱动系统分为进/排气系统、发动机、离合器、变速箱、传动系和行驶系统。汽车上各系统以不同的方式相互连接在一起，比如动力总成、悬架系统、转向系统、排气系统和开闭件直接与车身相连，排气系统与传动系统又与动力总成相连[4]。

动力总成系统的模态分布及振动问题需要从两个方面进行考虑：一方面是动力总成的刚性体及弹性体模态振动频率，一般说来，刚体振动模态（含动力悬置系统）频率范围大概为5～20Hz，要求相邻模态的频率间隔1Hz以上，解耦率70%以上。其中最为关重的Bounce（上下弹跳）和Roll（绕曲轴轴线旋转）两个主方向模态的解耦率要求大于90%，这两阶模态与相邻模态之间的频率间隔要求尽量大于2Hz，这样的设置将会给动力总成的振动控制带来较好的基础。对于横置发动机平台的动力总成来说，其弹性体模态频率一般大于200Hz，高于NVH的常规结构振动、噪声仿真分析的范围。另一方面，由于发动机上的旋转部件中心与旋转中心的天生不一致带来了惯性不平衡力，随之引发发动机本体的振动并通过动力悬置系统传递至车体内并引发部分结构振动，这部分振动频率与发动机缸数及转速有关，通常600～1000r／min的怠速转速对应覆盖的频率（二阶点火频率）为20～33Hz。

对于车体来说，车身结构的振动不仅容易引起自身结构的疲劳损坏，还是车内低频结构辐射噪声的源头，其关注的主要频率范围为10～80Hz。一般来说，其一阶扭转和一阶弯曲振动模态均需避开发动机的怠速激励频率，以免引起怠速工况下的车内抖动及轰鸣音；对于顶棚结构，要求其第一阶模态尽可能高于50Hz；对于地板模态也是尽可能避开怠速激励频率。如设计中存在无法避开的频率匹配问题点，则需要进行振动响应分析评估风险，如确实无优化空间可以通过加装阻尼垫或阻尼发泡材料的方式减低结构振动幅值并进行振动、噪声的实车验证。

车辆上操纵机构的振动主要是由驾驶员或乘员操纵的需求使得结构刚度不高或是车体自身的振动过大而产生，操纵机构的振动容易使驾驶员产生疲劳，严重时可能甚至可引起操纵失控。转向系统（包含方向盘和转向管柱总成）的振动方向通常为上下点头或是左右横摆型式，其模态频率主要受仪表板管梁的支撑刚度及其与转向管柱之间的连接刚度影响，转向系统是驾驶操纵最多的车上系统，其整车状态下模态频率一般要求35Hz以上，对其振动幅值的要求也是十分严格的。换挡机构也是车上操纵动作较多的部件，其振动水平的控制也是影响整车振动评价的重要因素。

排气系统与发动机直接相连，其振动主要由发动机振动和其自身排气气流冲击激励所引起，通常长度达到3~5米，通过挂钩和吊耳与车身底板相连，这样的布置特点导致其极易将发动机的振动放大或是将本体振动传至车身地板进而产生车内噪声，因此科学规划排气系统的模态特性，合理设计其悬挂点的位置及控制振动的传递率是消除这部分振动的有效途径。

通过上面对几大总成的分析，汽车各系统振动模态匹配的重点是做好动力总成、车身、转向系统、排气系统等几大系统的模态频率规划与分布，模态匹配的频率范围一般为5～100Hz[5]。

2 模态匹配策略与流程
2.1 模态匹配策略
整车模态匹配的首要原则是在设计上保证各子系统的模态频率首先不与发动机怠速激励频率发生共振。白车身及各子系统主要的振动频率都在5～80Hz以内，模态匹配的目标是各系统自身的模态彼此解耦，同时与所有相邻的系统的模态彼此解耦，模态之间频率相隔1Hz以上，相连系统之间的模态频率要求至少相隔3Hz以上。基于以上通用的考虑原则并总结工作中积累的相关经验，在上述基础之上提出一种以整车模态规划表为基础、把车体作为整车模态匹配的关重点、综合考虑采购部件系统和车身附件系统的模态匹配策略[6][7]。

2.1.1 模态规划表
在汽车的开发过程中，为了在设计时避免系统之间产生共振，由NVH工程师作为主责方协调各专业工程师制定出各个系统的模态频率范围并绘制成表格，标出各个系统的模态频率范围，把相连系统的模态频率错开，即得到整车模态频率规划表。各系统振动模态频率目标值的制定过程即是模态规划的过程，在模态匹配过程中以规划表为各个系统的设计指南，各部门按照规划表来进行设计，当其中一个系统的模态频率发生变化时，需根据总表来调整与之相连系统的模态频率[8]。

模态规划表包含的内容应有：白车身弯曲、扭转模态频率、门开闭件模态频率、车内声腔模态频率、动力总成刚体模态频率、转向系统及方向盘模态频率以及排气系统、悬架系统等的模态频率等，排气系统还应做好吊挂点位置的优化选择。

2.1.2 车身系统
整个上车体系统作为一个多自由度的弹性系统，其固有频率也就相应的表现为无限多的固有模态，其低阶模态振型多为整体振型，高阶模态振型多为一些局部模态，合理的车身振动模态分布对汽车的NVH性能有着十分重要的影响。

在车身结构参数设计阶段，对车身进行结构动态特性分析后，其结果不一定能满足模态规划表制定的目标值，为了同时保证必要的车身结构强度、刚度和结构的耐撞性，对车身进行模态灵敏度分析就显得十分有必要，通过灵敏度分析找出影响车身结构模态的重要部件并校核其变化对刚度、强度及碰撞性能的影响。车身是整车中最大的系统，其设计过程需要很长的时间，其结构参数也是随着设计过程逐渐固化下来的。因此，在车身结构设计后期，当车身NVH性能已满足目标值时，对车身进行较大的修改方案应该慎重考量。

2.1.3 采购系统
通常主机厂为了缩短开发周期及降低开发成本，一些系统和部件会采取直接从供应商采购或是联合开发的方式来进行加快开发进度和降低研发成本，如悬置、进/排气系统、座椅、动力传动系统等。在采购过程中，主机厂与零部件供应商应充分协调合作，确定合理的采购部件NVH性能指标并写进采购技术开发要求，保证各系统合理匹配，实现整车NVH性能的最优。

由于NVH问题通常比较复杂，多个环节相互关联和耦合，当一个零部件改动设计后，有可能对整车NVH性能产生影响。根据振动模态频率规划表，当一个系统或部件的设计发生改变后，应相应地调整与其相连系统或部件的目标值。因此当零部件采购完成后，应尽量少修改与其相连系统的目标值，如确需调整，则需要综合评价修改带来的影响并与供应商协同工作将设计变更带来的不利影响降至最低。零部件采购技术开发要求是整车模态匹配过程中一个重要的环节。

2.2 模态匹配流程
根据汽车NVH设计流程及模态匹配策略，编制了整车模态匹配流程图，见图1。将整个匹配过程分成目标制定、设计优化和制造验证3个阶段，在各个阶段应采取相应的控制措施遵守模态匹配的策略。



图1 整车模态匹配流程

在汽车开发的概念设计阶段，需要充分收集核心竞争车型的NVH数据，目标客户的喜好及习惯，综合研发机构自身建立的数据库制定开发车型的NVH各级指标（VTS/STS/SSTS/CTS），从中提取出多项核心的NVH指标作为项目的一级开发目标，制定可以有效执行的计划进行管控。

汽车开发的第二个阶段就是设计与优化，分解出来的各级NVH目标就要与设计工作充分融合起来，要主动参与到设计中。对于采购的系统和部件应将指标加入技术开发要求文件当中，供应商的交付物中应包括产品的NVH性能试验报告及分析报告[9]。如果可以，NVH工程师应该参与到供应商的DV试验中去。

进入制造及验证阶段后，在物理样车制造出来后，需要全面测试样车的NVH性能，并与设计之初所设立的目标值进行对比，找出差异项并与设计部门一起提出改进方案。对仿真分析中未暴露出来的问题，要进行原因查找及改进设计。对这一阶段的开发工作，需定期进行主观评估和客观测试的综合评价工作，围绕前期制定的目标开展对标及优化。

3 模态结果匹配分析
在整车目标值制定及分解过程中我们建立某SUV的车型模态频率规划表如图2所示。



图2 模态频率规划表

该车型的模态匹配分析如下：

1) 该车型使用直列四缸发动机，怠速转速为750转/分，因此可计算发动机的怠速激励频率即发火阶次基准频率为25Hz，考虑怠速转速波动及空调开关的影响，将23~27Hz带宽设为频率匹配红色区域。

2) 该车带内饰车身的一阶扭转及弯曲模态频率值分别为24.5Hz、31.3Hz，扭转模态频率与发动机怠速激励频率重合，但由于扭转模态与怠速时的垂向激励不一致，并未引起明显问题；弯曲方向模态与怠速激励频率相隔6Hz以上。转向系统的方向盘垂向振动与横向振动的频率与动力总成怠速激励频率和车身的弯曲模态频率之间，均避开5Hz以上。但从设计角度来看，扭转模态频率应尽可能避开怠速激励频率。

3) 动力总成六个刚体模态彼此相隔1Hz以上，对于Bounce和Roll两阶模态，解耦度达到90%以上，两者频率间隔2Hz以上。

4) 车身前围板的模态频率与车内声腔模态频率值出现吻合，这说明该车体存在模态耦合的情况，加速到1700~1800rpm时，车内确实存在一些轰鸣音，说明此处结构需要优化。尾门总成模态频率与声腔模态相差5Hz以上，满足要求。

5) 车辆作为一个复杂的系统，要做到所有的模态都能解耦并和相邻系统的模态分离开是不可能实现的，当一个系统与另一个系统的模态十分接近或是基本重合时，需要从物理结构和相互之间的工作关联度上仔细分析，如上表中所述，后门一阶弯曲模态（30.42Hz）与排气系统一阶弯曲模态频率（28.54Hz）比较接近，但两者并非相邻系统，物理空间上相隔也比较远，即使出现耦合也不会带来影响。相反，如果排气系统的一阶弯曲模态频率与车身地板的模态出现了耦合，就要引起足够的重视，尽量从模态频率数值上使两者相隔3Hz以上，并进行振动传递函数分析及实车验证。

6) 该表只是该车型的部分模态频率规划表，未包括油箱、座椅等系统。对于模态频率规划表的正确性及合理性的判断最终依据整车NVH主、客观评价的结果来进行。

参考：
[1]范习民，陈剑，等。基于系统工程原理的汽车NVH正向设计流程[J]，农业装备与车辆工程，2007：vol.7。
[2]杨英，赵广耀，孟凡亮。某轿车白车身模态分析与试验研究[J]，东北大学学报（自然科学版），2008：vol.27。
[3]穆国宝, 张丰利，陈剑。基于有限元法的白车身模态和刚度研究[J]，机械设计与制造。2010：Vol.4。
[4] 庞剑，谌刚，何华。汽车噪声与振动一理论与应用[M]，北京理工大学出版社，2006。
[5] 陈剑, 穆国宝, 张丰利。 汽车NVH正向设计中的系统模态匹配策略研究[J]， 汽车工程, 2010：vol.32。
[6]黄天泽，黄金陵。 汽车车身结构与设计[M]，机械工业出版社，北京，2000。
[7]田得旺，田冠男，等。汽车转向系统避免怠速共振的模态优化方法[C]，MSC中国用户论文集，2007。