基于传递函数的汽车喇叭支架结构优化

摘要： 针对某试验样车在喇叭工作状态下离合器踏板产生振动的问题，通过有限元分析和试验测试分别得出传递路径的加速度频率响应函数.通过NVH试验测得离合器踏板处的加速度频率响应，并与用有限元法计算传递函数得到的结果对比，二者吻合较好.在已有设计空间内优化喇叭支架结构，并比较喇叭支架优化前、后离合器踏板处的加速度频率响应. 对喇叭支架优化后离合器踏板的加速度频率响应测试结果表明，离合器踏板振动问题基本消除.

关键词：

汽车喇叭； 支架； 离合器踏板； NVH； 振动； 传递函数； 优化

中图分类号： U463.82; TB115.2

文献标志码： B

Structure optimization of automobile horn bracket based on transfer function

HU Huabin, YANG Jin, TIAN Guannan, ZHAO Suoqiang

(Chery Automobile Co., Ltd., Wuhu 241009, Anhui, China)

Abstract： As to the vibration of a prototype vehicle clutch pedal under horn working condition, the acceleration frequency response function for transfer path is obtained by finite element analysis and experimental test. The acceleration frequency responses at clutch pedal obtained by NVH test are in good consistence with the results of transfer function calculated by finite element method. The horn bracket structure is optimized in the existing design space, and the acceleration frequency responses at clutch pedal before and after horn bracket optimization are compared. The test results of acceleration frequency responses at clutch pedal after horn bracket optimization show that the vibration problem of clutch pedal is almost solved.

Key words： automobile horn; bracket; clutch pedal; NVH; vibration; transfer function; optimization

0 引 言

随着人们对汽车乘坐舒适性要求的不断提高，汽车驾驶室内的振动噪声问题越来越受到重视.方向盘、座椅以及离合器踏板等的振动与乘客的感受直接相关，是乘客能感受到的整车NVH性能的重要指标.汽车上的一些发声电器部件在工作时产生的激励会给整车带来许多NVH问题，如警报装置-喇叭、音响系统等.汽车是由多个子结构组成的复杂结构，某一特定位置的振动往往是受一个远处的振动源激励引起的，因此，在汽车NVH分析过程中常将汽车简化为由激励源、传递路径和响应点等组成的动态系统.［1］

针对某款试验样车在喇叭工作时离合器踏板处有明显振动的问题，通过试验测试和CAE仿真2种方法的综合应用，优化喇叭支架，进一步提高整车NVH性能.

1 传递函数的基本理论

黏性阻尼多自由度系统的平衡方程式为

Mx¨+Cx・+Kx=f

（1）

式中：M,C,K,f和x分别为质量矩阵、阻尼矩阵、刚度矩阵、力向量和响应向量［2］.

对式(1)进行拉氏变换，并假设初始位移和初始速度为0，可得

(s2M+sC+K)X(x)=F(s)

（2）

式中：s为拉氏变换因子.

式(2)可写为

Z(s)X(s)=F(s)

(3)

式中：Z(s)为动刚度矩阵，其倒数称为机械导纳，也称为传递函数H(s).

式(3)可变换为

X(s)=H(s)F(s)

(4)

对于实际的振动系统，用jω代替s不会失去有用信息，对方程两边进行傅里叶变换，得

X(ω)=H(ω)F(ω)

(5)

式中：H(ω)为频率响应函数.

系统的频率响应矩阵为阻抗矩阵的逆矩阵，可用傅氏域内的H(ω)代替拉氏域内的传递函数

H(s).在一定的激励作用下，频率响应函数与系统的响应成正比，动刚度与系统的响应成反比.［3-4］在实际工程应用中，可用有限元分析软件（如MD Nastran）计算出单位载荷激励下目标位置的频率响应函数，或用试验设备测出其传递函数.

2 支架优化流程

试验样车的喇叭为蜗牛电子喇叭，分别布置在左、右前纵梁侧面处.左前纵梁处为低音喇叭，工作频率为400～440 Hz；右前纵梁处为高音喇叭，工作频率为500～540 Hz.喇叭安装示意见图1，其支架一端与喇叭本体螺栓连接，另一端与车身螺栓连接.

2.1 原因分析

在喇叭工作时，离合器踏板处加速度频率响应测试结果见图3，在495 Hz处x向和y向踏板响应峰值明显，y向和z向峰值分别为13.9g和7.6g，而x向峰值过小，在图上无法显示.可知，在喇叭工作频率下，踏板处振动响应过大，可判断离合器踏板的振动源为喇叭.在喇叭工作时，较大的振动能量通过一定刚度的白车身传递到踏板，振动传递路径为喇叭喇叭安装支架前纵梁前围板踏板.

2.2 有限元模拟结果

采用HyperMesh建立结构有限元模型，选用基本尺寸为10 mm的壳单元进行网格划分.模型主要包括白车身、踏板总成和喇叭总成(包含喇叭支架，其中喇叭本体用质量单元CONM 2代替)等.最终的模型包括557 773个单元，三角形单元比例为3.5%.

传递函数的分析方法为在喇叭安装处采用强制单位位移激励，在离合器踏板处输出其加速度响应值，分析频域为300～600 Hz.为提高分析效率，采用模态法计算加速度频率响应［5］，离合器踏板处加速度频率响应有限元分析结果见图4，可知，在频率为475 Hz左右时，离合器踏板y向加速度响应最大.结构的频率响应函数完全由结构的共振特性决定，而结构共振是因为输入载荷频率达到结构的固有模态频率时，结构固有模态因储存能量而将输入载荷放大的一种结构运动状态.本文喇叭支架为悬臂结构，很难保证与高、低音喇叭激励完全解耦，导致喇叭工作时在其激励方向引起喇叭支架同向振动，较大的振动能量通过纵梁传递，在得到一定衰减的同时传递至踏板处，引起本文NVH问题的产生.

图 4 离合器踏板处加速度频率响应有限元分析结果

Fig.4 Finite element analysis result of acceleration frequency response at clutch pedal

2.3 优化方案

控制传递函数需要考虑激励源、路径频率响应函数和响应合成等3个因素.在不改变车身结构件的情况下，只能通过改变喇叭安装支架的刚度来衰减振动能量的传递，使喇叭安装支架在支撑喇叭的同时承担振动衰减的功能，并满足疲劳强度的要求.衰减振动与疲劳强度互相冲突：衰减振动要求支架刚度小，疲劳强度要求支架刚度大.本文结合喇叭实际工作原理（膜片振动）及其激励与响应方向，对喇叭支架进行优化，优化后的喇叭支架见图5.

(a)优化前

(b)优化后

图 5 优化前、后的喇叭支架

Fig.5 Horn bracket before and after optimization

喇叭支架优化前、后加速度频率响应有限元分析结果对比见图6，可知，离合器踏板处加速度响应值大幅降低（x向0.17g，y向0.09g，z向0.08g），确认其改进方案有效.通过对优化后的喇叭支架进行手工样件制作和实车验证，喇叭支架优化后离合器踏板处加速度频率响应测试结果见图7.通过主观评价和客观测试，离合器踏板处振动现象基本消除.

图 6 喇叭支架优化前、后加速度频率响应有限元分析结果对比

Fig.6 Finite element analysis result comparison of acceleration frequency response of horn bracket before and after optimization

图 7 喇叭支架优化后离合器踏板处加速度频率响应

测试结果

Fig.7 Test result of acceleration frequency response at clutch pedal after optimizing horn bracket

3 结束语

在整车设计时要充分考虑各种激励因素对NVH性能的影响，特别是中、高频激励问题，不仅车身模态密度较高，而且振动能量也较大.在产品开发阶段，合理设计振动激励源和响应传递路径，对确保整车NVH性能有极大意义.

参考文献：

［1］ 李传兵, 徐晓敏, 王新文, 等. 传递路径分析法进行车内噪声优化的应用研究［C］ // LMS第2届中国用户大会论文集, 北京, 2007.

［2］ 沃德・海伦，斯蒂芬・拉门兹，波尔・萨斯. 模态分析理论及实验［M］. 白同化, 郭继忠, 译. 北京: 北京理工大学出版社, 2001: 10-11.

［3］ 方同, 薛璞. 振动理论及应用［M］. 西安: 西北工业大学出版社, 1998: 44-50.

［4］ 傅志方, 华宏星. 模态分析理论与应用［M］. 上海: 上海交通大学出版社, 2000: 2-5.

［5］ 隋允康, 杜家政, 彭细荣. MSC Nastran有限元动力学分析与优化设计实用教程［M］. 北京: 科学出版社, 2004: 59-62.