避頻
關(guān)注創(chuàng)建者：汽車車身NVH分析 創(chuàng)建時間：2021-02-15
避頻的視頻教程
汽車 左前車門_模態(tài)分析_Hypermesh聯(lián)合Nastran計算（出售模型文件）
分析汽車子系統(tǒng)或部件自身的模態(tài)，主要需要通過模態(tài)規(guī)劃，實現(xiàn)模態(tài)避頻的目的，并使100Hz以下的范圍內(nèi)，子模態(tài)的數(shù)量盡可能少。避頻主要應(yīng)當(dāng)避免與路面激勵、發(fā)動機(jī)激勵等的耦合，其次應(yīng)當(dāng)避免與相鄰部件之間的相互影響（主要關(guān)注模態(tài)頻率與振型）。這就是做項目時，最基礎(chǔ)的一個分析，工程上也是用的最廣泛的。本課是以某款車左前車門為例進(jìn)行模態(tài)分析。
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Hypermesh+optistruct_TB_VTF 振動傳遞函數(shù)分析
運(yùn)用有效的方法流程可以快速有效的解決振動傳函問題，將復(fù)雜問題轉(zhuǎn)化為簡單問題進(jìn)行解決，解決思路更加直觀，模態(tài)解耦不僅運(yùn)用在車身問題的解決方面，其他方面也可以運(yùn)用該方法進(jìn)行避頻設(shè)計降低振動幅值。此外，可結(jié)合試驗數(shù)據(jù)進(jìn)一步提高仿真模型的精度，利用軟件的優(yōu)化模塊針對問題進(jìn)行優(yōu)化。
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避頻的實例教程
由于壓縮機(jī)支架帶來的問題在各車型中比較常見，朱愛武針對某車型發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速4750r/min產(chǎn)生轟鳴音開展測試研究，經(jīng)測試產(chǎn)生的主要原因是由于壓縮機(jī)支架總成模態(tài)頻 率與發(fā)動機(jī)二階振動頻率共振引起的。蘇俊收針對某壓路機(jī)轉(zhuǎn)速1350r/min左右出現(xiàn)異常振動問題，應(yīng)用有限元軟件分析壓縮機(jī)支架各階固有頻率及振型，發(fā)現(xiàn)壓縮機(jī)支架前兩階固有頻率偏低是造成故障的主要原因。劉丹針對某車輛在定置加速試驗中，座椅導(dǎo)軌處振動及駕駛員右耳噪聲都存在208Hz共振，經(jīng)測量主要是由于空壓機(jī)及支架與發(fā)電機(jī)支架共振引起的。壓縮機(jī)支架和壓縮機(jī)形成一個質(zhì)量-彈簧系統(tǒng)，如果外界的激勵頻率與此頻率一致時，就會產(chǎn)生共振。綜上，壓縮機(jī)支架在NVH設(shè)計過程中首要考慮的與發(fā)動機(jī)的激勵頻率及周邊部件的頻率避開，另外，從問題的解決思路上，可以通過優(yōu)化空調(diào)管，利用空調(diào)管對振動進(jìn)行衰減或者優(yōu)化壓縮機(jī)在發(fā)動機(jī)的安裝，取消壓縮機(jī)支架，從而從根本上解決由于壓縮機(jī)支架帶來的NVH問題。
1 壓縮機(jī)及支架避頻設(shè)計
壓縮機(jī)支架避頻是當(dāng)下設(shè)計的主要方法，發(fā)動機(jī)頻率公式：
其中n-發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速，Z-發(fā)動機(jī)汽缸數(shù)，i-諧波次數(shù)
例如，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速范圍（750~5500）r/min，4缸發(fā)動機(jī)。發(fā)動機(jī)基頻范圍：(25~200)Hz。為有效避頻壓縮機(jī)及支架模態(tài)頻率f≥1.414×F，壓縮機(jī)及支架頻率大于283Hz。可有效避頻。
某車型，在3檔全油門工況下3200rpm左右存在噪聲峰值，經(jīng)分析發(fā)動機(jī)4階頻率213Hz，經(jīng)測試壓縮機(jī)支架模態(tài)頻率206Hz，壓縮機(jī)支架頻率與發(fā)動機(jī)激勵頻率沒有實現(xiàn)有效避頻率，對壓縮機(jī)支架開展優(yōu)化設(shè)計。
圖1 壓縮機(jī)支架優(yōu)化方案
優(yōu)化的主要方案是在原壓縮機(jī)支架上增加一個固定點提升壓縮機(jī)模態(tài)。
表2 單壓縮機(jī)支架模態(tài)
經(jīng)分析，壓縮機(jī)支架模態(tài)較原先有提升，壓縮機(jī)及支架模態(tài)由 216Hz提升至 267Hz。
展開 其頻率規(guī)劃的原則如下：
(1) 與輸入端懸架的跳動模態(tài)、發(fā)動機(jī)的怠速激勵避頻；
(2) 與動力系統(tǒng)、駕駛室系統(tǒng)對應(yīng)方向剛體模態(tài)解耦。
車架的扭轉(zhuǎn)模態(tài)范圍5~10Hz，主要與發(fā)動機(jī)及駕駛室Z向跳動模態(tài)解耦。一階側(cè)（橫）向彎曲模態(tài)通常低于一階垂向模態(tài)，主要考慮和發(fā)動機(jī)及駕駛室Y向剛體模態(tài)解耦。車架一階垂向模態(tài)頻率14~22Hz，需要規(guī)避怠速頻率，同時與發(fā)動機(jī)及駕駛室Z向模態(tài)解耦。
車架與動力及駕駛室連接處的局部模態(tài)也會顯著影響該處的振動傳遞，需要對該處支架一階模態(tài)及所在橫梁模態(tài)進(jìn)行頻率規(guī)劃。動力系統(tǒng)在車架側(cè)的安裝支架，通過襯套與發(fā)動機(jī)直接相連，其一階模態(tài)頻率需要高于最高轉(zhuǎn)速對應(yīng)的4階激勵頻率，以保證發(fā)動機(jī)整個工作過程中不發(fā)生共振。同時為規(guī)避轟鳴等問題，需要對應(yīng)的橫梁模態(tài)設(shè)定頻率目標(biāo)，確保不被發(fā)動機(jī)在加速過程中激勵起來。
5.2 動力及駕駛室剛體模態(tài)
動力系統(tǒng)和駕駛室系統(tǒng)都通過懸置與車架相連接，其頻率規(guī)劃的原則如下：
(1) 自身剛度模態(tài)的解耦；
(2) 與怠速頻率避頻；
(3) 避開人體敏感頻率。
動力系統(tǒng)采用懸置與車架連接，其剛體模態(tài)頻率范圍5-18Hz，其通用原則如下：
(1) 側(cè)傾模態(tài)RX頻率與二階怠速激振頻率滿足隔振要求；
(2) 垂向模態(tài)Z頻率避開人體敏感頻段；
(3) 垂向模態(tài)Z頻率與俯仰模態(tài)頻率RY滿足避頻要求；
(4) 橫向模態(tài)Y頻率與側(cè)傾模態(tài)頻率RX滿足避頻要求；
(5) 縱向模態(tài)X頻率與橫擺模態(tài)RZ滿足避頻要求；
(6) 各模態(tài)滿足對應(yīng)解耦率要求。
表1 某輕卡動力系統(tǒng)頻率分布及解耦匯總表
輕卡的駕駛室與乘用車不同，通過懸置連接在車架上，駕駛室剛體模態(tài)主要考慮頻率及解耦問題。
展開 散熱器剛體模態(tài)的避頻
散熱器剛體模態(tài)應(yīng)避開怠速激勵。一般散熱器剛體模態(tài)和整備車身一階彎曲模態(tài)所組成的兩階模態(tài)，應(yīng)和怠速開空調(diào)和關(guān)空調(diào)發(fā)火頻率避頻3Hz。
（二）散熱器激勵頻率的避頻
散熱器激勵頻率一般為固定的頻率，在模態(tài)分布時應(yīng)和整備車身模態(tài)，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)及散熱器軟墊剛體模態(tài)和散熱器激勵頻率避開，一般要求避頻3Hz。
如電子風(fēng)扇為無級變速風(fēng)扇時，設(shè)計時需要根據(jù)上述關(guān)鍵件的模態(tài)確定風(fēng)扇無級變速的工作范圍。
5 結(jié)論
通過散熱器總成激勵產(chǎn)生機(jī)理的討論，散熱總成的隔振、振動傳遞率及模態(tài)分布研究，得到以下結(jié)論：
（一）為保證散熱器系統(tǒng)的隔振要求，散熱器剛體模態(tài)應(yīng)低于散熱器總成電子風(fēng)扇激勵頻率的0.707，并以此得出散熱器軟墊的剛度范圍。
（二）為了保證散熱器軟墊有足夠的隔振率，應(yīng)同時控制散熱器軟墊車身安裝點的動剛度和散熱器側(cè)動剛度與散熱器襯套的比值，可根據(jù)散熱器激勵情況，散熱器安裝點到車內(nèi)的VTF 等綜合考慮確定動剛度的要求。
（三）通過二自由度系統(tǒng)理論，研究散熱器剛體模態(tài)對整備車身一階彎曲模態(tài)的影響，在項目初期設(shè)計過程中，一般通過調(diào)節(jié)將散熱器剛體模態(tài)控制剛度區(qū)；但是如有遇到整備車身一階彎曲模態(tài)無法避頻的時候，可以考慮控制在模態(tài)耦合區(qū)，將散熱器剛體模態(tài)視為動力吸振器。
（四）整車開發(fā)過程中散熱器激勵及剛體
模態(tài)應(yīng)合理進(jìn)行模態(tài)分布，散熱器的激勵頻率、發(fā)動機(jī)怠速發(fā)火激勵頻率，散熱器剛體模態(tài)，整備車身一階彎曲模態(tài)及轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)應(yīng)該避頻。
展開 而對于增程器的懸置匹配和解耦設(shè)計，主要考慮增程器本身主要工作工況點與動力總成剛體模態(tài)的避頻，可根據(jù)傳統(tǒng)燃油車懸置設(shè)計理論進(jìn)行匹配開發(fā)。
圖1 增程器-電驅(qū)動分開布置
2. 一體化增程器-電驅(qū)動系統(tǒng)的解耦設(shè)計
考慮到布置空間、重量、成本等因素，增程式電動車動力系統(tǒng)采用了較多一體化設(shè)計，即發(fā)動機(jī)+發(fā)電機(jī)+驅(qū)動電機(jī)+減速器+控制器一體化設(shè)計為一個動力系統(tǒng)，進(jìn)行整體布置設(shè)計和優(yōu)化，并共用一套懸置系統(tǒng)。其缺點為集成度高帶來激勵頻率復(fù)雜，設(shè)計難度高，不易獲得較好的NVH性能。
圖2 一體化增程器-電驅(qū)動系統(tǒng)集成舉例
由于動力總成激勵的復(fù)雜性，懸置系統(tǒng)的設(shè)計及解耦非常重要，對增程式電動車整車NVH性能影響很大。作為解耦計算的方法，懸置系統(tǒng)解耦計算可采用類似純電動車或傳統(tǒng)燃油車輛計算方法；增程式電動車相比純電動車或傳統(tǒng)燃油車輛不同之處在于，由于其激勵源特性，其解耦結(jié)果判斷標(biāo)準(zhǔn)，需要避開的頻率需要特殊設(shè)計。
圖3 懸置6自由度和13自由度解耦模型舉例
增程式電動車動力總成及懸置系統(tǒng)解耦結(jié)果的避頻原則建議如下，需要注意的是，基于驅(qū)動電機(jī)扭矩響應(yīng)快的特點，需合理設(shè)計懸置襯套剛度以達(dá)到控制動力總成位移量及瞬態(tài)響應(yīng)，這可能造成解耦頻率較高，從而與車身模態(tài)、增程器工作工況點共振的風(fēng)險；而增程器發(fā)動機(jī)的往復(fù)慣性力和爆震的振動噪聲隔離要求，需要對動力總成懸置的隔振性能進(jìn)行優(yōu)化，可能造成需要解耦頻率較低，從而與驅(qū)動電機(jī)對懸置系統(tǒng)的要求造成矛盾。
展開 為抑制電磁噪聲，就要做到“避頻”和“避型”即需將同一階次的徑向電磁力頻率和定子結(jié)構(gòu)固有頻率錯開。因此，為準(zhǔn)確預(yù)測和抑制整機(jī)電磁噪聲，需要準(zhǔn)確計算分析定子固有頻率及其模態(tài)特性。
本文基于Hypermesh有限元軟件建立新能源汽車用永磁同步電機(jī)模型進(jìn)行模態(tài)分析，其參數(shù)指標(biāo)如表1：
表1 電機(jī)參數(shù)表
2 模態(tài)分析有限元模型建立
2.1 定子鐵芯等效
為減小渦流損耗，提高電機(jī)效率，定子鐵芯通常不采用實體結(jié)構(gòu)，而是由多個帶有絕緣涂層的薄硅鋼片沿軸向疊壓而成。由于鐵芯疊層結(jié)構(gòu)并不是一個材料連續(xù)的彈性體，因此不能簡單地將定子鐵芯作為各向同性材料。
為便于計算求解，本文采用實體等效定子鐵芯疊層結(jié)構(gòu)進(jìn)行建模：實體模型平面特征與單個硅鋼片一致，長度與鐵芯軸向長度相同。等效后的材料視為橫觀各向同性材料即疊片平面內(nèi)（x-y平面）視為各向同性材料，與疊片平面正交的軸向（z方向）剛度不同。等效后實體密度為鐵芯實際重量與模型體積的比值。定子材料參數(shù)有限元等效過程：在兩個相鄰硅鋼片疊片平面取單位面積的幾何作為分析對象，將疊壓過程縮短的長度平均分配到每個硅鋼片作為強(qiáng)制位移載荷，并把壓縮變形后狀態(tài)作為材料參數(shù)計算的初始狀態(tài)。分別在X、Y、Z單一方向上施加單位載荷，另外兩個方向施加對稱邊界條件，求解材料變形。由材料力學(xué)計算公式求解彈性模量F為x方向加載力，A為載荷作用面積，Lx為分析對象在x方向長度，Δx為x方向變形量，εx和εy為x方向和y方向的應(yīng)變；根據(jù)橫觀各向同性材料彈性模量E、泊松比PR及剪切模量G之間的關(guān)系：Ex=Ey=Ep，PRzx=PRzy=PRnp，PRxz=PRyz=PRpn，Gxz=Gyz=Gn，材料參數(shù)求解。
2.2 繞組等效
早期研究認(rèn)為由于繞組與定子間有槽絕緣紙的存在，繞組與定子非固定連接，僅考慮繞組質(zhì)量對定子模態(tài)的影響。
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避頻的最新內(nèi)容
懸架隔振系統(tǒng)更是路噪調(diào)校的關(guān)鍵，針對前雙叉臂、后五連桿懸架系統(tǒng)，工程師進(jìn)行了多達(dá)26個底盤襯套的優(yōu)化與調(diào)校，從膠料選型配比，到襯套結(jié)構(gòu)設(shè)計，在上百組襯套組合中，優(yōu)選了最佳的剛度組合，既滿足模態(tài)避頻需求，又追求極致的懸架隔振能力，在耐久和操穩(wěn)需求的邊界下，帶來安靜與舒適的最大化，大幅抑制路面帶來的結(jié)構(gòu)噪聲傳遞，達(dá)到百萬行政轎車級別的路噪水平。
空調(diào)壓縮機(jī)應(yīng)布置于動總上經(jīng)懸置隔振，壓縮機(jī)管路與 車身接附點應(yīng)有隔振設(shè)計，壓縮機(jī)高壓出管與低壓進(jìn)管應(yīng)設(shè) 計足夠長度軟管以利于振動解耦衰減；空調(diào)壓縮機(jī)支架應(yīng)避 免懸臂結(jié)構(gòu)，盡量提升支架模態(tài)頻率；在滿足冷卻要求前提 下，盡量降低壓縮機(jī)工作轉(zhuǎn)速，且要與冷卻風(fēng)扇轉(zhuǎn)速和方向 盤固有頻率避頻。
為抑制電磁噪聲，就要做到“避頻”和“避型”即需將同一階次的徑向電磁力頻率和定子結(jié)構(gòu)固有頻率錯開。因此，為準(zhǔn)確預(yù)測和抑制整機(jī)電磁噪聲，需要準(zhǔn)確計算分析定子固有頻率及其模態(tài)特性。
空調(diào)軟件標(biāo)定方面，制定壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速限速和避頻策略、制定暖風(fēng)水泵啟動策略、考慮消除冷媒流動聲的冷卻風(fēng)扇轉(zhuǎn)速標(biāo)定。
（3）空調(diào)壓縮機(jī)應(yīng)布置于動總上經(jīng)懸置隔振，壓縮機(jī)管路與車身接附點應(yīng)有隔振設(shè)計，壓縮機(jī)高壓出管與低壓進(jìn)管應(yīng)設(shè)計足夠長度軟管以利于振動解耦衰減；空調(diào)壓縮機(jī)支架應(yīng)避免懸臂結(jié)構(gòu)，盡量提升支架模態(tài)頻率；在滿足冷卻要求前提下，盡量降低壓縮機(jī)工作轉(zhuǎn)速，且要與冷卻風(fēng)扇轉(zhuǎn)速和方向盤固有頻率避頻。
2.4鼓風(fēng)機(jī)
空調(diào)箱主要由分配箱、蝸殼、鼓風(fēng)機(jī)等構(gòu)成,其中鼓風(fēng)機(jī)是空調(diào)箱噪聲的主要影響因素。
為抑制電磁噪聲，就要做到“避頻”和“避型”即需將同一階次的徑向電磁力頻率和定子結(jié)構(gòu)固有頻率錯開。因此，為準(zhǔn)確預(yù)測和抑制整機(jī)電磁噪聲，需要準(zhǔn)確計算分析定子固有頻率及其模態(tài)特性。
所以在NVH性能開發(fā)時要充分考慮“避型”和“避頻”，但是隨著我們驅(qū)動電機(jī)轉(zhuǎn)速范圍越來越寬，避免共振變得越來越困難，所以從源頭上的電磁諧波的削弱與消除值得我們好好關(guān)注。
散熱器剛體模態(tài)的避頻
散熱器剛體模態(tài)應(yīng)避開怠速激勵。一般散熱器剛體模態(tài)和整備車身一階彎曲模態(tài)所組成的兩階模態(tài)，應(yīng)和怠速開空調(diào)和關(guān)空調(diào)發(fā)火頻率避頻3Hz。
（二）散熱器激勵頻率的避頻
散熱器激勵頻率一般為固定的頻率，在模態(tài)分布時應(yīng)和整備車身模態(tài)，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)模態(tài)及散熱器軟墊剛體模態(tài)和散熱器激勵頻率避開，一般要求避頻3Hz。
為抑制電磁噪聲，就要做到“避頻”和“避型”即需將同一階次的徑向電磁力頻率和定子結(jié)構(gòu)固有頻率錯開。因此，為準(zhǔn)確預(yù)測和抑制整機(jī)電磁噪聲，需要準(zhǔn)確計算分析定子固有頻率及其模態(tài)特性。
1 壓縮機(jī)及支架避頻設(shè)計
壓縮機(jī)支架避頻是當(dāng)下設(shè)計的主要方法，發(fā)動機(jī)頻率公式：
其中n-發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速，Z-發(fā)動機(jī)汽缸數(shù)，i-諧波次數(shù)
例如，發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速范圍（750~5500）r/min，4缸發(fā)動機(jī)。發(fā)動機(jī)基頻范圍：(25~200)Hz。為有效避頻壓縮機(jī)及支架模態(tài)頻率f≥1.414×F，壓縮機(jī)及支架頻率大于283Hz。可有效避頻。
