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3 模態試驗3.1 試驗方案采用 LMS 數據采集記錄儀進行白車身模態試驗，采用多點激勵多點響應的測試方案，支撐采用 4 套雙腔空氣彈簧支撐車身（滿足彈簧支撐最高剛體頻率小于第一階彈性體頻率的 1/3）、三點三方向激勵（Z 向激勵力 25 N 左右、橫向激勵力在 20 N）、 激振器通過柔性桿與車身固定連接，共布置 314 個測點[6]。

圖 3?2白車身線面幾何模型示意圖 3.3 支撐方式的選擇為了能夠真實的測量出實際結構輸入和輸出特性的試驗數據，白車身支承方式的選擇是非常重要的一點。通過對模態分析理論的學習可知：“在不同的邊界條件下，同一結構將會計算出不同的數學模型，得到的模態參數將不盡相同，試驗結果則直接影響模態測試的精度”。目前通常采用的支撐方式有兩種：固定支承和自由支承。

模態分析是一項至關重要的分析手段，它讓工程師能夠預測和優化車輛在設計和測試過程中的振動特性。那么，如何區分一階和二階模態？本文將提供一個綜合的視角，幫助理解這一關鍵概念。1. 一階模態振型對于汽車白車身來說，一階模態通常指的是整個車身圍繞其重心軸線的均勻扭轉或者整體的彎曲。

在白車身區域選取激勵點，同時對x、y、z三個方向分別進行激勵，并測試出激勵點處x、y和z向的加速度響應，計算傳遞函數，對傳遞函數求平均，進行模態定階。實驗測得一階扭轉模態值為43.6Hz，振型如圖4所示。 一階扭轉模態的仿真值為44.09Hz，實驗值為43.6Hz，誤差不超過2％，對標性較好。基于5×5mm的網格采用等效acm焊點模型可以用于白車身的模態計算。

2 結論與展望 本 文 根 據現有的白車身有限元模型，通過 MeshWorks軟件中的 MORPH 功能，在車身預研階段， 根據 CAS 面，建立了白車身在預研階段的有限元模型，并且在MeshWorks 軟件里建立了結構參數和厚度參數，作為所選取的設計變量，聯合 ISIGHT 優化軟件，對白車身性能以及質量進行了優化，在保證白車身結構靜、動 態特性的提升的前提下，使白車身質量減小

Ls-Dyna模態分析求解的設置過程：</strong></p><p>用到兩個隱式控制關鍵字：</p><p><strong>1） *CONTROL_IMPLICIT_EIGENVALUE</strong></p><p><strong><em>補充：</em></strong></p><p class="ql-align-center"><img src="https://mmbiz.qpic.cn/

1）白車身模態剛度分析及性能提升 模態分析是模擬自由約束條件下白車身的結構動態特性，其特性用力學系統運動微分方程的特征值及特征向量即頻率和振型來表征。白車身扭轉剛度分析是模擬某車型的白車身固定在臺架上，在前減震器座支點處施加一對力偶T 后，白車身上沿車身縱向各截面處的角變形和扭轉剛度值。

在車身詳細開發階段，為考察懸置布置方案設計對整車怠速、加速振動的影響，采用有限元方法，建立整車結構振動分析模型，用于整車怠速、加速工況振動分析。此模型由白車身、動力系統、轉向系統、底盤系統等構成，其中白車身在結合了玻璃、閉合件、集中質量后成為了Trimmed Body；動力總成用剛體簡化；輪胎使用彈簧單元簡化。

完成樣件制作后，依據原定測試況進行汽車路噪性能測試，測試結果，如圖5所示。 從 圖 5不難看出 ，在 200Hz以內車內噪聲均仃 同程度降低 ，峰值平均降低 2dB左右 ，相對于原狀 念 車內噪聲有明顯改善。 3．4 響應控制 依據整車路噪模型對車身優化方案進行分析。

因此，本案例基于PERA SIM PreMech對白車身進行模型的前后處理工作，并通過PERA SIM Mechanical進行模型的求解計算，完成白車身高質量有限元模型的建立，并進行汽車白車身扭轉剛度的計算。

對于電泳過程來說，可以通過虛擬方案對各種設計參數進行優化，如：油箱尺寸，電泳過程中白車身的運行軌跡、線速度和幾何細節。采用CFD仿真工具如PreonLab，不僅可以提供高精度的仿真結果，也可以有效的精簡仿真流程、縮短仿真時間，對于白車身電泳過程的設計優化有很大助益。

白車身剛度實驗是評估白車身剛度的一種方法，通過在實驗室中施加一定的力量來測量白車身的變形情況，從而確定其剛度。在實驗中，需要使用高精度的位移傳感器和力傳感器來測量白車身的變形和所受的力。通過將這些數據輸入計算機，可以得到白車身的剛度參數，包括彎曲剛度和扭轉剛度等。二、開閉件耐久實驗開閉件是車輛中的重要部件，包括車門、引擎蓋、行李箱蓋等。

圖14 車身后地板145 Hz模態振型 阻尼片有降低鈑金振動靈敏度和改變鈑金局部模態的優點，且受空間影響較小，本文采用在后地板鈑金上貼阻尼的方法來分析后地板對Moan的影響，阻尼面積大約1.5 m 2，通過實車測試發現車身阻尼僅能降低75 km/h～90 km/h范圍內噪聲聲壓級2 dB(A)～3 dB(A)左右，如圖15所示。

225Hz處的路噪問題是輪胎聲腔模態共振問題，不需要進行路徑貢獻率分析。 3 CAE分析 后輪的振動激勵是通過后懸架和后副車架接附點傳遞到車身；排氣吊鉤3是焊接在后副車架上的，后副車架是柔接在車身上，排氣吊鉤3的振動激勵是通過后副車架接附點傳遞到車身；225Hz左右輪胎聲腔模態的振動也是通過后懸傳遞到車身上的，路噪問題都集中在后懸各傳遞路徑上。

在車身詳細開發階段，為考察懸置布置方案設計對整車怠速、加速振動的影響，采用有限元方法，建立整車結構振動分析模型，用于整車怠速、加速工況振動分析。此模型由白車身、動力系統、轉向系統、底盤系統等構成，其中白車身在結合了玻璃、閉合件、集中質量后成為了Trimmed Body；動力總成用剛體簡化；輪胎使用彈簧單元簡化。

本例中使用白車身模態分析模型，Python腳本如下：以上主要通過DeckMassInfo命令獲得模型質量信息，通過后臺調用ansa運行Python腳本，會生成包含模型質量數據的txt文件。

①對于不需要改進的白車身結構，可以利用上一代產品的NVH試驗測試數據；②對于需要改進的動力系統、底盤系統、轉向系統等子系統，可以使用新設計方案的有限元模型；③利用Simcenter 3D的混合建模技術，將試驗仿真模型裝配成整車系統級NVH模型，從而實現設計階段快速、準確預測新車型的NVH性能。

輸出響應是車身的質量以及車身前4階柔性體模態頻率。所有輸入變量均為正態分布，參數變異系數取5%。