翟輝輝，周海超

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某汽車車門試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析

翟輝輝1，周海超2

（1.鎮(zhèn)江高等?？茖W(xué)校 汽車工程學(xué)院，江蘇 鎮(zhèn)江 212028；2.江蘇大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院，江蘇 鎮(zhèn)江 212013）

車門的動(dòng)態(tài)特性是汽車設(shè)計(jì)過程中需要考慮的關(guān)鍵問題，以LMS Test.lab測試系統(tǒng)，搭建了車門自由模態(tài)測試平臺(tái)，對該車門進(jìn)行了自由模態(tài)分析，得到了車門的固有頻率、阻尼比和振型。試驗(yàn)結(jié)果表明：車門的自由模態(tài)前6階固有頻率分為41.805 Hz、68.644 Hz、80.867 Hz、94.892 Hz、121.176 Hz和135.924 Hz。其中，彎曲模態(tài)振型主要表現(xiàn)在第1階和第2階，扭轉(zhuǎn)主要表現(xiàn)在第4階和第5階，彎扭振型主要表現(xiàn)在第3階和第6階。

汽車車門；試驗(yàn)?zāi)B(tài)；固有頻率；模態(tài)振型

汽車后車門是汽車結(jié)構(gòu)的主要組成部分，主要是由多塊薄板沖壓件和塑料件組合而成，具體包含車門框架、后擋風(fēng)玻璃、汽車尾燈和內(nèi)飾塑料板等部件。由于后車門結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性和多樣性，使汽車在行駛過程中在發(fā)動(dòng)機(jī)、路面、風(fēng)阻力等振源激勵(lì)作用下會(huì)產(chǎn)生振動(dòng)[1-2]。當(dāng)車門的固有頻率接近這些振動(dòng)激勵(lì)頻率時(shí)，車門便會(huì)出現(xiàn)共振現(xiàn)象，從而導(dǎo)致車內(nèi)低頻噪聲惡化，降低車輛的乘坐舒適性[3-4]。除此之外，如果后車門設(shè)計(jì)不當(dāng)導(dǎo)致車門長時(shí)間處于共振狀態(tài)，還容易引起車門零部件的疲勞破壞，導(dǎo)致車門門鎖過早失效[3]。通過對車門的優(yōu)化設(shè)計(jì)可以顯著提高車門的質(zhì)量和性能[5]。

模態(tài)試驗(yàn)分析是了解結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性的一個(gè)非常有效直接的方法，采用理論方法和數(shù)值分析方法處理結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性時(shí)，存在較大的近似性、不確定性及過度簡化和部件接觸設(shè)置不合理等問題，而試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析可以有效避免以上問題。當(dāng)設(shè)備的精度達(dá)到要求且測試方法正確時(shí)，試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析的結(jié)果是相當(dāng)正確的[6]。

1 試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析理論

試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析是通過對結(jié)構(gòu)的激勵(lì)和響應(yīng)（如位移、速度、加速度等）的傳遞函數(shù)進(jìn)行曲線擬合，運(yùn)用如Polymax等模態(tài)參數(shù)識(shí)別技術(shù)得到該結(jié)構(gòu)的動(dòng)特性參數(shù)[7]。車門系統(tǒng)可以離散為一種具有個(gè)自由度的系統(tǒng)，其運(yùn)動(dòng)微分方程為：

設(shè)系統(tǒng)的初始狀態(tài)為零，對式（1）進(jìn)行傅里葉變換，并利用實(shí)對稱矩陣的正交性，分別對系統(tǒng)質(zhì)量、阻尼和剛度矩陣和傳遞函數(shù)矩陣做正交化處理，可得激勵(lì)點(diǎn)與響應(yīng)點(diǎn)、之間的頻響函數(shù)為：

在車門試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析中，測試出對結(jié)構(gòu)所施加的激勵(lì)以及相應(yīng)的動(dòng)響應(yīng)，然后計(jì)算某一激勵(lì)點(diǎn)到另一拾振點(diǎn)的傳遞函數(shù)，對應(yīng)求得傳遞函數(shù)中的任一行或任一列元素，則各階模態(tài)參數(shù)可以通過識(shí)別和擬合的方法加以確定[8]。

2 車門模態(tài)試驗(yàn)

采用單點(diǎn)激振的方法進(jìn)行車門試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析，試驗(yàn)時(shí)，采用傳感器固定不動(dòng)、力錘移動(dòng)的方法進(jìn)行測量，將力錘激勵(lì)信號(hào)和響應(yīng)信號(hào)經(jīng)放大器放大后輸入到LMS Test.Lab 12A結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)分析系統(tǒng)，每個(gè)測點(diǎn)敲擊6次，經(jīng)平均處理后將該點(diǎn)的傳遞函數(shù)保存在計(jì)算機(jī)內(nèi)，供后續(xù)的數(shù)據(jù)處理使用。

測試系統(tǒng)框圖如圖1，主要測試分析儀器如表1所示。在測量車門的傳遞函數(shù)時(shí)，用橡膠繩將車門懸掛起來，使車門處于自由狀態(tài)，如圖2所示。根據(jù)車門結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和試驗(yàn)的實(shí)際情況，在該車門上布置78個(gè)測點(diǎn)，在LMS Test.Lab 12A結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)分析軟件系統(tǒng)上建立車門結(jié)構(gòu)測點(diǎn)模型，如圖3所示。

圖1 測試系統(tǒng)框圖

圖2 試驗(yàn)測試安裝圖

圖3 車門結(jié)構(gòu)的測點(diǎn)模型

固定加速度傳感器到單點(diǎn)65，該點(diǎn)坐標(biāo)（0.27 m, 0, 1.02 m）。用力錘依次敲擊待測點(diǎn)向，逐點(diǎn)響應(yīng)（振動(dòng)加速度）得到各測點(diǎn)、、三個(gè)方向的響應(yīng)信號(hào)。將激勵(lì)和響應(yīng)信號(hào)經(jīng)放大器放大后輸入信號(hào)采集系統(tǒng)，之后將采集到的數(shù)據(jù)輸入到LMS Test.Lab 12A結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)分析系統(tǒng)，經(jīng)FFT分析處理得到該車門的前6階模態(tài)振型及頻率分布。

3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果分析

由圖4可知，本試驗(yàn)數(shù)據(jù)經(jīng)過PolyMAX模態(tài)參數(shù)識(shí)別算法后很好地得到了在0～200 Hz頻段內(nèi)的模態(tài)參數(shù)，本車門在0～50 Hz頻段內(nèi)有小的峰值，在50～100 Hz頻段內(nèi)出現(xiàn)大的峰值，低階頻率下且在低階各個(gè)峰都比較清晰，峰與峰之間沒有耦連。各階模態(tài)之間相互影響很小，故擬合時(shí)可按單自由度模態(tài)處理。由圖5可知，各階振型存在一定相似度，如表2所示，不同階次的MAC值差異較大，其主要原因是實(shí)際車門是金屬－塑料－玻璃三者的組合體，且三者之間并未達(dá)到測點(diǎn)模型中理想的銜接關(guān)系。擬合時(shí)，由低頻到高頻確定其模態(tài)階數(shù)，然后用LMS Test.Lab 12A結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)分析系統(tǒng)的單自由度擬合法對車門所有測點(diǎn)的傳遞函數(shù)進(jìn)行擬合，如表3、圖6所示。

表1 試驗(yàn)測試設(shè)備信息

圖4 模態(tài)試驗(yàn)PolyMAX獲得的穩(wěn)態(tài)圖

圖5 模態(tài)試驗(yàn)的MAC圖

表2 振型相似度表

表3 車門模態(tài)頻率表

4 結(jié)論

（1）搭建了車門自由模態(tài)的測試平臺(tái)，進(jìn)行了車門自由模態(tài)的試驗(yàn)。

圖6 車門前6階自由模態(tài)振型圖

（2）通過奇瑞車門自由模態(tài)的試驗(yàn)測試，獲得了前6階的固有頻率分別為41.805 Hz、68.644 Hz、80.867 Hz、94.892 Hz、121.176 Hz和135.924 Hz。其中彎曲模態(tài)振型主要表現(xiàn)在第1階和第2階，扭轉(zhuǎn)主要表現(xiàn)在第4階和第5階，彎扭振型主要表現(xiàn)在第3階和第6階。該車門第1階的固有頻率高于該車門所附屬的白車身的第1階固有頻率34.22 Hz，該車門不會(huì)與車身發(fā)生共振，故車門設(shè)計(jì)合理。

[1]Sharma, S.，Sahu, A.，Bhosale, S.. Multidisciplinary Design Optimization of Automobile Tail Door[J]. SAE Technical Paper，2017，2017-01-0251.

[2]Fasana A，F(xiàn)erraris A，Airale A G，et al. Experimental Characterization of Damped CFRP Materials with an Application to a Lightweight Car Door[J]. Shock and Vibration，2017（1）：1-9.

[3]Park E J，Luz L F D，Suleman A. Multidisciplinary design optimization of an automotive magnetorheological brake design[J]. Computers & Structures，2008，86（3）：207-216.

[4]雷明準(zhǔn)，張豐利，王建楠，等. 基于有限元的車門模態(tài)分析與優(yōu)化研究[J]. 汽車技術(shù)，2008（12）：4-7.

[5]陳陽，朱茂桃，周孔亢，等. 基于模態(tài)方法的車門動(dòng)態(tài)特性研究[J]. 汽車技術(shù)，2011（5）：25-29.

[6]秦訓(xùn)鵬，馮佳偉，王永亮，等. 基于響應(yīng)面方法的微型車車門模態(tài)分析與優(yōu)化[J]. 中國機(jī)械工程，2017，28（14）：1690-1695.

[7]倪飛，陳劍. 基于試驗(yàn)的SRV型車門的模態(tài)分析[J]. 機(jī)械工程與自動(dòng)化，2008（5）：41-43.

[8]王佳，潘宏俠，楊曉波. 基于PolyMAX法的齒輪箱試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析[J]. 機(jī)械傳動(dòng)，2013（2）：66-69.

Experiment Modal Analysis of a Vehicle Door

ZHAI Huihui1，ZHOU Haichao2

( 1.School of Automotive Engineering, Zhenjiang College, Zhenjiang 212028, China; 2.School of Automotive and Traffic Engineering, Jiangsu University, Zhenjiang 212013, China)

The dynamic performance of vehicle door is the important factor in vehicle design process. In this paper, free hanging system, experiment modal analysis of a vehicle door was presented based on the LMS Table test system. Natural frequency, mode shape and damping ratio of the vehicle door were obtained. The test results showed that, First six natural frequencies of the vehicle door were 41.805 Hz, 68.644 Hz, 80.867 Hz, 94.892 Hz, 121.176 Hz and 135.924 Hz, respectively, where the bend modes shapes were presented in first and second mode, the torsion modal shapes were presented in fourth and fifth mode, the bend and torsion combination modal shapes were present in third and sixth mode.

vehicle door；experiment modal；natural frequency；modal shape

U463.3

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2018.12.017

1006－0316 (2018) 12－0059－04

2018－06－15

江蘇省青年基金（KB20160528）；江蘇省六大人才高峰項(xiàng)目（JXQC-011）

翟輝輝（1982－），女，江蘇鎮(zhèn)江人，碩士，講師，主要研究方向?yàn)檐囕v零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。