1 前言

噪声、振动与舒适性，是衡量汽车制造质量的一个综合性问题，它给汽车用户的感受是最直接和最表面的。业界将噪声、振动与舒适性的英文缩写为NVH （Noise、Vibration、Harshness），统称为车辆的NVH 问题，它是国际汽车业各大整车制造企业和零部件企业关注的问题之一。有统计资料显示，整车约有1/3 的故障问题是和车辆的NVH 问题有关系，而各大公司有近20%的研发费用消耗在解决车辆的NVH问题上。

从NVH 的观点来看，汽车是一个由激励源(发动机、变速器等)、 振动传递器(由悬挂系统和边接件组成)和噪声发射器（车身)组成的系统。汽车NVH特性的研究应该是以整车作为研究对象的，但由于汽车系统极为复杂，因此 经常将它分解成多个子系统进行研究，如底盘子系统(主要包括前、后悬架系统)、车身子系统等，也可以研究某一个激励源产生的或某一种工况下的NVH 特性。

本文针对该车型在95km/h 到120km/h 高速行驶过程中，整车抖动明显，噪音较大，导致车身上外板多处开裂的情况下，对该车身进行有限元方法及试验方法分析。首先采用CATIA 软件对白车身进行建模，通过Altair HyperWorks 软件离散并建立有限元模型，并利用MSC Nastran 求解该模型车身（以下称为白车身）的各阶自由振动频率和振型，对比方案改进的效果。初步判断引起车身振动的频率段，找出对乘坐舒适性影响最大的因素。进一 步通过道路试验- 频谱分布特征采集及阶次跟踪、悬架和轮胎的偏频试验、局部传递特性测试找到引起车身振动的激励源。

2 车内NVH噪声振动理论分析

车内噪声按照频率范围可分为：

（1）影响行驶平顺性的低频振动：它产生的主要振源由于路面不平度激励使得汽车非悬挂质量共振和发动机低频刚体振动，从而引起悬挂上过大的振动和人体座椅系统的共振造成人体的不舒适，其敏感频率主要在1- 8Hz，考虑人体不同方向的响应时可到16Hz。

（2）车身结构振动和低频噪声：大的车身结构振动，不仅引起自身结构的疲劳损坏，而且更是车内低频结构辐射噪声源。其频率主要分布在20—80Hz 的频带内。由两方面引起：

①激励源，主要有：道路激励、动力传动系统尤其是动力不平衡和燃烧所产生的各阶激励、空气动力激励；

②车身结构和主要激励源系统的结构动力特性匹配不合理引起的路径传递放大。

（3）各种操纵机构的振动：操纵机构的振动主要是因为其安装吊挂刚度偏低或自身结构动力特性不当或车身振动过大而产生。最为典型的是方向盘(线 性)振动(转向管柱振动)，其产生的主要原因是方向盘及管柱安装总成与车身振动或其它激励源发生共振；另一重要的振动现象是行驶过程中的方向盘旋转振动。 其产生的原因是：行驶过程中转向轮的跳动与自身的转动而产生的陀螺效应引起转向轮的波动，并被转向结构放大从而引起方向盘旋转振动。

（4）空气声：车内空气声是由于隔声吸声措施不当从而使得动力传动系统噪声、轮胎噪声、进排气噪声大量透射到车内所致。频率上一般处于较高且很宽的频带，它并不主要取决与系统的结构动力特性。

（5）动力传动系振动噪声：处于低中频段的动力传动系统振动是引起发动机及传动系零部件破坏的直接原因，同时它还是车内低频噪声的主要振源。它产生的原因是由于各阶旋转不平衡燃烧激励。另外动力传动系还是整车最主要的噪声源，典型的有驱动桥和变速箱的齿轮噪声(WHINE)，伴随工况变化而产生的瞬态噪声(CLONK/CLUNK)等。

3 整车参数及白车身有限元分析

3.1 整车参数

整车参数见表1。

表1 整车参数

变速器有5 个前进档加1 个倒档，前进档均带同步器，各档速比见表2。

传动轴形式：开式，由三节带十字轴万向节的传动轴和两个中间支承组成。

后桥结构型式为4×2 非独立悬架的驱动桥，组合式桥壳，主减速器为双曲线齿轮单级减速，具有行星锥齿轮式差速器和全浮式半轴。

车架为两根槽形断面纵梁，上翼面平直，与横梁及支架铆接而成，车架宽：862mm，最大断面尺寸：182mm×70mm×4mm。

前悬架为双摆臂扭杆弹簧独立悬架，后悬架为纵置板簧式后悬架。

车轮规格5JK×16H，轮胎为无内胎子午线轮胎， 规格6.50R16C- 108/107Q (PR10) 或6.50R16LT- 108/107Q(PR10)。

3.2 白车身模态振型及对应頻率

白车身有限元模型是整车模型的载体和基础，占据了整车模型中的绝大多数自由度。在Altair HyperWorks 软件中，输入数模（见图1），并对各钣金件划分网格。建立有限元模型的过程中，删除螺钉、螺母等标准件，忽略零件中不影响计算结果的倒角、小孔以及对力学 结构影响较小的冲压筋等工艺结构，简化数模，以大大减少白车身自由度和划分难度。对白车身各钣金件进行装配，忽略风窗玻璃和前风挡玻璃，用刚性单元处理焊 点。对重要零件进行简化时，尽量保持和数模设计的结构一致，结构上简化要少，以便真实反映零件的结构特征。完成后的有限元模型62.8 万个单元，见图2。

图1 白车身数模

图2 有限元模型

整体模态频率仿真结果如图3、图4、图5 所示。

图3 第一阶频率12.81Hz

图4 第二阶频率16.55Hz

图5 第三阶频率20.90Hz

3.3 关于侧壁改进的模态分析

根据模态頻率，初步推算噪声主要来自车身结构振动和低频噪声。针对可能因白车身强度及侧壁结构问题导致的车身异常抖动导致开裂的可能性，作者对白 车身的侧壁相关零件做了重新设计及局部加强。原先侧壁结构为骨架内板、骨架外板及车身外板三层板结构，彼此按各自所在层面与邻边有搭接关系的零件点焊。在 汽车运行中，由于整车抖动的不确定性，导致骨架内板与骨架外板间歇性接触，行驶过程中产生碰撞噪声，结构如图9。