차체 마운팅부 입력점 강성 증대를 위한 최적화 설계에 대한 연구 김 기 창 차 석 주 (차체설계 팀) (차체설계 팀) 정 규 율 임 승 호 (차체설계 팀) (차량개발팀) The study of Point Mobility Analysis at Vehicle Body Mounting Points Kim, Ki Chang Cha, Suk Ju (Car Body Eng. Team ) (Car Body Eng. Team ) Jung, Kyu Yul (Car Body Eng. Team ) Lim, Seung Ho (Vehicle Development Team) In this paper, we are describing the technique of FEM to predict the stiffness of Chassis mounting points at Vehicle using MSC Nastran sol 108 & sol 111. It can be lead to optimize about body stiffness,weight of the chassis mounting points of Engine,T/M,Suspension in the first design stage. Also It can produce the high performance of NVH in the high frequency range. Key Word : NVH, Booming Noise, Direct Response Analysis, Modal Response Analysis, Mtg Stiffness, Frequency, Inertance, FEM 1. 서 론 자동차의 IDLE 상태나 주행 시 엔진, 구동 계, 배기계 등의 공진이나 판넬 막 진동으 로 인하여 귀가 압박 받는 듯한 느낌을 주 는 부우밍 소음이 유발된다. 본 논문에서는 부우밍 소음 저감을 위하여 엔진, 서스펜션 또는 노면등의 가진원으로부터의 진동, 소 음이 차체로 전달되는 경로에서의 강성인 바디 마운팅부 입력점 강성 증대를 위한 설계 구조 최적화 과정에 대해 기술하였다. 먼저, BIW 단계에서 입력점 강성 해석을 위해서는 신뢰성 있는 해석 모델과 기법에 대한 타당성이 검증되어야 한다. 본 연구에 서는 입력점 강성의 신뢰성 확보를 위하여 점 용접부위가 Normal 하게 구성된 상세 모 델을 이용하였다. 또한 해석과 시험 DATA 간의 Correlation 을 수행하여 신뢰성 있는 모델을 확보할수 있었다. Page 1/1
입력점 강성 측면에서는 두께 및 형상에 따른 민감 요인을 이론적으로 분석하였고, 실차 해석을 통하여 설계 구조 최적화 방안 을 수립하였다. 구체적으로, 입력점 강성 해석 정도 확보 를 위한 모델링 기법을 검증하였고, 검증된 모델을 이용하여 Non-Package Tray 차량의 리어 휠 하우징부 입력점 강성 해석을 수행 하여 강성 취약부 및 개선 방향 제시가 가 능하였다. 또한 설계초기단계에 이러한 개 선을 통하여 시험차 절감 및 부우밍 소음 저감을 위한 설계 반영이 가능함을 알 수 있었다.. 본 론 강성과 카울,대쉬 등의 판넬 민감부 진동에 의해 나타난다.. 입력점 강성 관심 부위 입력점 강성 시험 부위는 프론트 쇽업쇼 바 하우징 판넬, 리어 휠 하우징 판넬의 스 트럭트 마운팅 위치, 엔진,티엠 마운팅 부 위, 서브 프레임 프론트,리어 마운팅부와 리어 크로스 멤버 마운팅부이다. 평가 기준은 100~800Hz 영역에서 FRF Curve 분석결과 강성 수준이 당사 개발 목 표치를 만족해야 하며, 강성 수준 불만족 부분은 개선되어야 한다..1 NVH 주파수 대역 분석 자동차에는 여러가지 소음 및 진동원이 존재한다. 이는 노면의 요철과 엔진,서스펜 션 등의 가진원에 의해 차체로 전달된 힘이 넓은 주파수 대역에서 공진현상을 유발하기 때문이다. 1 FR S/ABS HSG ENG MTG T/M MTG 1 이들은 탑승자에게 진동 그 자체로서 전 달되는 0~40Hz 를 상한으로 하는 비교적 낮은 주파수 대역의 진동(Vibration)과 0Hz 전후에서 수 KHz 까지 넓은 범위의 소 음(Noise)로 구분할수 있다. 4 5 7 6 진 동 소 음 분 류 승차감 (수~15Hz) SHAKE (5~0Hz) SHIMMY (5~0Hz) IDLING (5~15Hz) 저속 BOOM'G (0~60Hz ) 중속 BOOM'G (60~100Hz ) 고속 BOOM'G (100~00Hz) 엔진투과음 (00~500Hz) ROAD NOISE (0~60Hz, 80~00Hz ) PATTERN NOISE (100~1000Hz ) 골격 강성 (~100Hz) 주파수 (Hz) 6 15 50 500 1000 입력점 강성 (~800Hz) - S/ABS HSG (FR/RR) - ENG,T/M MTG - S/FRAME MTG - RR X/MBR MTG Fig.1. NVH 주파수 대역 분석 자동차에서 50Hz 이하 저주파 영역에서의 진동현상은 굽힘,비틀림,횡굽힘의 골격강성 에 의해 결정되며, 00~600Hz 의 고주파 영 역에서의 진동은 주요 마운팅부의 국부적인 4 S/FRAME MTG FR 5 S/FRAME MTG RR 6 RR S/ABS HSG 7 RR X/MBR MTG Fig.. 입력점 강성 관심 부위 입력점강성에 대한 각 부위별 개발목표는 경쟁차 시험을 통하여 타당하다고 생각하는 범위내에서 설계 초기 단계에 설계,해석,시 험팀간 협의를 통하여 정한다.. 입력점 강성 해석 절차 Page /1
입력점 강성 해석을 수행하기 위해서는 먼저 상세 모델에 대한 BIW 해석과 시험 DATA 간 Correlation 을 통하여 해석모델의 정도를 확보하고, 다음으로 경쟁차 분석을 통한 마운팅 부위별 입력점 강성에 대한 목 표치를 설정한후에 해석 시간 및 해석 정도 를 고려한 HALF MODEL 을 구성한다. HALF MODEL 구성시 해석부위를 고려하여 TRIM LINE 을 정하고, 관심부위의 형상 및 용접이 제대로 반영되도록 고려하여야 한다. 경쟁차 시험 분석 (강성 목표치 설정) ( 진동 PEAK치 분석시 ) MODAL RESPONSE ANALYSIS (MSC NASTRAN SOL 111) ALL SHELL MODEL 해석 부위 고려한 FR & RR HALF MODEL 강성 수준 & 민감 주파수 분석 ( 강성수준만 평가시 ) DIRECT RESPONSE ANALYSIS (MSC NASTRAN SOL 108) 로서 강성 수준과 민감영역을 판단하였다. 목표 불만족시 SOL 10 에 의해 문제 주파 수 영역에서의 강성 취약부를 분석하였고, 설계 개선안에 대하여 재해석후 목표 만족 여부를 결정하였다. Pre-Post Processing 은 MSC/PATRAN, Solving 은 MSC/NASTRAN 을 이용하였다. 입력점 강성 해석에 사용된 MSC NASTRAN SOL 111 의 타당성을 검토하기 위해 SOL 108 과 비교하였다. (Fig.4) SOL 108 은 운동방정식을 직접 계산하는 방식으로 Direct Response Analysis 라 칭 하며, 해석정도 측면에서 유리하나 주파수 응답의 갯수만큼 해석시간이 많이 소요되므 로 주파수 간격을 크게하여 강성수준만 평 가시 유용하다. SOL 111 은 Modal Stiffness 와 Modal Mass Matrix 에 의한 모달값으로 계산되며, Modal Response Analysis 라 칭한다. 진동 Level 민감부와 강성 수준을 함께 평가시 사용되며, 목표 불만족시 문제 예상 주파수 의 대한 고유진동해석을 통하여 개선방향을 구할수 있다. NORMAL MODE ANALYSIS (MSC NASTRAN SOL 10) ( 민감부 분석 ) Inertance (m/s /N) 개선안 반영 REMODEL'G 개 선 해 석 MODAL RESPONSE ANALYSIS (MSC NASTRAN SOL 111) ---- SOL 108 ---- SOL 111 입력점 강성 목표치 만족 여부 Frequency (Hz) NO YES Fig.. 입력점 강성 해석 Flowchart 설계초기단계에 입력점 강성 수준을 예측 하기 위한 해석에 MSC NASTRAN SOL 108 과 SOL 111 이 이용되었고, FRF Curve 분석을 통한 해당 주파수 영역에서의 가속도 Level 끝 Fig.4. SOLVING TYPE 비교 프론트 필러 힌지 마운팅부의 X 방향의 입 력점 강성수준 평가를 위하여 SOL 108 과 SOL 111 에 대한 FRF Curve 분석결과 경향 이 유사하며, SOL 108 의 경우 주파수 간격 을 작게하면 진동 PEAK 를 찿을수 있지만 해석시간이 오래 걸리는 단점이 있다..4 입력점 강성 시험 Page /1
입력점 강성 평가는 Non-Package Tray 차 량의 FR HALF 부의 주요 마운팅부에 대하여 Fig.5. 입력점 강성 시험 부위 리어부의 리어 휠 하우징부는 전방부의 프론트 쇽 업쇼바와 유사하고, 리어 크로스 멤버 마운팅부도 서브 프레임 마운팅부와 구조가 비슷하기 때문에 해석과 시험 DATA 간 Correlation 을 위한 부위에서는 제외하 였다..1 BIW 모델 검증. 해석 모델 신뢰성 있는 해석 모델의 확보를 위하여 BIW 해석 결과와 시험 결과를 비교하였다. AIR RIDE 고정 Non-Package Tray 차량 BIW BIW 모델은 11 만개의 NODE 와 10 만개의 SHELL 요소로 구성되어 있다. IMPACT HAMMER 가속도계 (+RIGID BLOCK) FR S/ABS HSG 시험 장비 Fig.6. BIW FE MODEL 4 NO1 NO1 5 NO NO ENG MTG T/M MTG BIW 모델검증을 위한 모달 시험은 프론트 사이드 멤버 우측과 리어 플로워 사이드 멤 버 좌측에서 가진기로 상하방향 가진하였으 며, 10pt 의 응답점에 대하여 축 가속도 계를 이용하여 측정하였다. 또한 자유단 조 건을 반영하기 위하여 차량 하부를 AIR RIDE 로 지지하였다. 6 S/FRAME MTG FR S/FRAME MTG RR 7 Fig.7 에서는 해석 모드와 시험 모드의 비 교를 위해 구한 MAC (modal assurance criterion) 값을 보여준다. MAC 값으로부터 해석 모델의 정도를 확인할 수 있으며, 시 험 모드와 일치하는 해석 모드의 정확한 판 단이 가능하게 된다. 실시하였으며, BIW 하단에는 AIR RIDE 로 4 점 지지된 상태에서 실시하였다. Page 4/1
. Full & Half Model 비교 해석을 위한 관심부위는 FR PARTS 이기 때 문에 경계조건의 영향과 해석시간을 감안하 여 FR HALF MODEL 을 구성하였다. 해석모델은 형상과 용접조건을 잘 반영한 상세 모델을 이용하였고, 용접점은 RBE 요 소를 사용하였다. 관심 주파수는 100~800Hz 로 하고, 가진점 은 측정점위치에서 각 방향에 따라 가진하 고, 가진점 위치 주변 평면부에서 응답을 구하였다. Fig.7. BIW Mac 값 비교 위의 모델에 대한 80Hz 이하 주파수 영역 에서의 MAC 값은 Table.1.과 같다. FULL MDL HALF MDL NO 시 험 해 석 오차 (%) MAC값 1 0.77 0.40 0.081 0.91.114 1.05 -.04 0.99 41.59 9.854 -.64 0.945 4 44.844 45.15 0.689 0.89 5 48.54 49.167 1.9 0.879 6 56.78 58..466 0.848 7 57.611 58. 1.51 0.648 8 66.74 --- --- --- 9 69.8 65.95-4.94 0.56 10 76.51 77.711 1.566 0.6 11 78.486 75.59 -.691 0.799 Table.1. 시험 & 해석 Mode Shape 비교 MAC 값을 살펴보면, 60~70Hz 영역을 제외 하고는 높은 MAC 값을 보이고 있는데, 이로 부터 해석모델이 시험 결과에서 나타나는 모든 모드를 반영하고 있지 않지만, 전체적 인 경향은 시험결과와 잘 맞고 있음을 알 수 있다. Fig.8. FULL MDL & HALF MDL 비교 프론트 쇽 업쇼바 하우징 상단의 마운팅 NO1 에 대한 Z 방향 하중에 대하여 FULL MDL 과 HALF MDL 에 대한 입력점 강성 해석 결 과 00~800Hz 영역에서 DATA 가 거의 유사 하여 해석시간 단축 및 HARD DISK 용량 측 면에서 FR HALF MODEL 사용이 효과적이다. FR HALF MODEL 의 경계조건은 상단부는 프 론트 필러 센터의 박스 끝단에서 TRIM 하고, 하단은 프론트 시트 크로스 멤버 앞단에 Page 5/1
서 TRIM 하였다. 경계조건의 타당성을 검증하기 위하여 FR HALF MODEL 의 TRIM LINE 을 루프 프론트부 와 시트 크로스 멤버 또는 센터 필러 앞단 까지 검토해본 결과 경향이 유사하여 모델 최적화 측면에서 프론트 필러 상단에서 TRIM 한 모델을 BASE 로 사용하였다.. 경계조건 비교 경계조건에 따른 해석결과를 검증하기 위 하여 HALF MODEL 의 TRIM LINE 을 6 자유도 구속한 FIXED MODEL 과 자유도구속 없이 PARAM,AUTOSPC,YES 로 설정한 FREE MODEL 경 우 해석결과는 일치한다. 6자유도 구속 대하여 default 로 yes 로 설정되어 있으며, AUTOSPC 가 YES 로 지정되면 강성 Matrix 에 Singularity 가 존재할때 그 Singularity 를 자동으로 구속한다. 4. 시험 & 해석 Correlation 4.1 E 값 & K6ROT 비교 실제 형상과 용접에 가깝게 FE MODELING 을 하여도 시험 DATA 대비 해석 공진주파수 가 작게 나오는 경향이 있으며, 이는 용접 모델링시 용접 area 의 강성효과를 충분히 반영하지 못하기 때문이다. 따라서 시험 DATA 대비 해석 CORRELATION 의 작업을 수행하게 되는데 FACTOR 로 E 값 과 K6ROT 를 사용하였다. FIXED MDL FREE MDL ---- K6ROT 증대 ---- E값 증대 ---- BASE MDL ---- FREE ---- FIXED Fig.9. 경계조건 비교 하지만 FREE MDL 에 AUTOSPC 를 고려하지 않은 경우는 해석결과에 차이가 생기므로 주의하여야한다. AUTOSPC 의 기능은 요소와 연결되지 않은 아주 약한 강성을 갖는 자유도를 자동적으 로 구속하는 역할을 한다. PARAM,AUTOSPC 는 비선형 해석 Type 을 제 외한 SOL100~SOL00 번 사이의 해석 Type 에 Fig.10. E 값 & K6ROT 비교 E 값은 재료의 종탄성계수로 강성수준을 의미하며, 저주파뿐만 아니라 고주파 영역 까지 영향을 미친다. K6ROT 는 Plane 의 6 번자유도에 강성치를 부여하는 방법으로 저주파 영역에서 영향이 크며, 고주파로 갈수록 영향이 적어지며, Grid Point Singularity 를 제거하기 위한 한 방법으로 기하학적 비선형 해석에 주로 쓴다. 본 논문에서는 고주파 영역에서 영향이 적은 K6ROT 를 사용하였고, 용접에 대한 모 델링은 추후 과제로 남기고자 한다. 4. 중량 고려 (집중질량/SOLID MDL) Page 6/1
입력점 강성 시험조건을 해석에 동일하게 반영하기 위해 중량요인인 가속도계,RIGID BLOCK,볼트,너트의 중량을 마운팅 홀에 집 중질량으로 부여한 경우와 실제 형상에 맞 게 SOLID MODELING 한 결과에 대하여 FRF Curve 를 분석하면 다음과 같다. MODEL 로 구성한 경우 중량과 관성모멘트가 모두 반영되어 중량만을 반영한 집중질량 방식보다 시험 DATA 대비 유사한 해석결과 를 나타냄을 확인할수 있다. 5. 민감요인 연구 SOLID MODEL 집중질량 5.1 두께 결정 이론적 배경 바디 마운팅부의 판넬 두께를 결정하기 위한 이론적 배경을 정리하면 다음과 같다. 차량 주행시 BODY MTG에 걸리는 힘은 전 단력, 인장력, 굽힘력, 충격하중 등의 힘이 걸리지만 PNL두께만을 놓고 볼 때는 PNL에 걸리는 전단력이 가장 중요한 Factor이다. Fig.11. 중량요인 SOLID MODEL IMPACT HAMMER NO 중량 요인 중량 ( g ) 1 RIGID BLOCK 10.5 가속도계 (+RIGID BLOCK) BOLT.6 W/NUT 1.1 4 가속도계 0.0 Fig.1. 바디 마운팅부 간략모델 시험 SOLID MASS BASE MDL LUMPED MASS Fig.1.과 같이 바디 마운팅부에 P라는 하 중이 가해질 때 MTG BOLT부의 WASHER를 기 준으로 전단력이 걸리며, 간략화시키면 우 측 그림과 같이 나타낼 수 있다. 전단력이 걸리는 면적 A=πDt 로 나타낼 수 있으므로 P s = τ Dt P max π t = s즉 τ πd max Fig.1. 집중질량 / SOLID MDL 비교 해석결과 시험조건중 중량요인을 SOLID P : 정하중(Static Load) τ max : 극한전단강도 (SPCC, 피로강도 기준 7kg/mm ) D : WASHER의 직경 Page 7/1
t : PANEL의 두께 s : 안전률 (충격하중 기준 15) Fig.14-. 판넬 개단면 SPCC 재질의 강판을 사용한다고 가정하고 직경이 mm인 WASHER를 기준으로 위의 식 을 이용하여 각 하중별 SPCC 강판의 필요 THICKNESS를 계산하면 아래 표와 같다. < 하중별 필요THICKNESS > 하중(kg) 60 80 100 10 140 폐단면과 개단면이 동일한 관성모멘트를 갖기 위해서는 아래와 같은 식이 성립하여 야 한다. 두께 (mm) 1. 1.7.1.5.0 t = H 1 1 1 ( 1 )( L H L t1 H t1 = 위 식을 t 에 관해 정리하여 보면 1 L ( L t1)( H t1) ) 1 1 L t FRAME BODY 차량의 바디 마운팅부에 걸리 는 하중은 10kg 을 넘지 않고 거의 모든 차량의 MTG POINT 에서 판 두께가.0 mm 이상이므로 실제 주행시 BODY MTG 이 BODY 에서 이탈되는 경우는 거의 없다. 단지 철 판의 BENDING 부분에서 CRACK 이 발생하거나 MTG 주변의 단면구조의 취약함으로 인해 BODY MTG 구조 전체가 함몰되거나 CRACK 이 발생될 소지가 있기 때문에 그 부분을 특히 고려해야 한다. 5. 개단면과 폐단면의 영향 비교 바디 마운팅부에 있어서 단면 박스강성이며, 가능하면 폐단면을 구성하는게 유리하다. 폐단면을 가져야만 바디 마운팅부를 통해 입력되는 하중을 효과적으로 흡수 할 수 있 으며, 판넬의 두께를 최소화할수 있다. Fig.14.의 그림은 바디 마운팅부의 개단 면과 폐단면의 영향을 설명하기 단순화 시 켜 비교한 것이다. 로 나타낼 수 있다. 이때 일반적으로 BODY MTG은.0 mm 내외의 PNL 두께를 가지므로 t 1 =.0 으로 하고 L = 80 이라 하면 H 에 대하여 t 는 아래 표와 같은 값을 가진다. H 10 0 0 40 t 9.8 17.8 4. 0. 위 표에서 볼 때 개단면의 경우 폐단면 대비 동일한 강성을 갖기 위해서는 MTG 면 의 THICKNESS 를 높여야 하고, 이는 재료의 손실로 나타난다. 6. 개선 사례 (1) 6.1 바디 힌지 마운팅부 도아 힌지가 볼팅에 의해 장착되는 바디 힌지 마운팅부 입력점 강성은 도아 처짐 강 성 대비 중요하며, WIND NOISE, 도아 닫힘 성, 바디와의 GAP 공차 관리 측면에 영향을 미친다. 바디 마운팅부의 두께와 형상의 영향을 평가하기 위하여 도아 힌지가 결합되는 바 디 힌지 마운팅부에 대한 입력점 강성 해석 및 개선 방향의 예를 들면 다음과 같다. Fig.14-1. 박스 폐단면 바디 힌지 마운팅부의 STRESS 분석결과 힌지 어퍼와 로워 마운팅 주변부위의 영향 력이 크며, 마운팅간 중앙부는 덜 민감한 Page 8/1
것으로 판단된다. 6. 두께 민감도 바디 힌지가 장착되는 외판/보강판넬/힌 지레인포스의 장의 부재를 두께를 0.mm 씩 증대하였을때 입력점강성 측면에서 영향 을 분석하였다. 대신 파이프 너트를 적용하여 볼트 체결길 이를 증대하고, 수직면에 보강 브라켓트로 지지하여 박스 강성을 증대한경우 입력점강 성 효과를 분석하였다. REI-HINGE UPR BRKT 힌지 PIPE NUT 후론트 필러 도아 Fig.17. 바디힌지 마운팅부 보강구조 Fig.15. 바디 힌지 마운팅부 대표 단면도 --- BASE MDL ---- OTR 두께 증대 ---- REI 두께 증대 --- HREI 두께 증대 --- BASE MDL --- 보강 구조 Fig.16. 각부재의 두께 민감도 비교 해석결과 외판 두께 증대시 00Hz 이후의 강성수준이 증대하였고, 보강판넬과 힌지 레인포스의 두께 증대 효과는 외판 대비 상 대적으로 효과가 적음을 알수 있다. 6. 박스강성 민감도 바디 힌지 마운팅부의 박스내 웰드 너트 Fig.18. 마운팅부 박스 강성 민감도 비교 해석 결과 박스내 폐단면 구성과 파이프 너트의 효과로 강성 수준이 전반적으로 개 선됨을 알수있어 도아 처짐 강성 대비 매우 효과적인 구조로 판단된다. 7.1 현상 파악 7. 적용 사례 () Page 9/1
입력점 강성 해석을 통하여 설계 초기단계 에 강성 취약부 파악 및 효과적인 개선을 위하여 NON-Package Tray 차량의 리어 스트 럭트 마운팅부의 적용사례를 정리하였다. Fig.0. 설계 초기안 (MTG NO1) Fig.19. 리어 스트럭트 마운팅부 리어 쇽 업쇼바 하우징 상단에는 리어 서 A B 1 COVER-RR S/ABS HSG 스펜션의 스트럭트가 마운팅되며, 주행중 해당 주파수 영역에서 강성 취약부를 파 악하기 위하여 MSC/NASTRAN SOL10 (고유진 동해석)을 이용하여 변형과다부를 분석하고, 설계 개선안을 수립하였다. RR S/ABS MTG부 QTR INR LWR Fig.1. MODE SHAPE 분석 (A 구간) W/HSE INR RR FLOOR 노면으로부터 입력되는 로드 노이즈 대비 마운팅부 입력점강성이 중요시된다. 리어 쇽 업쇼바 하우징 마운팅부에 대한 입력점강성 해석 결과 00~400Hz 영역과 600Hz 전후영역에서 진동 Level 이 민감함 을 알수 있었다. 00~400Hz 주파수 영역에서 민감부는 리 어 휠 하우스 인어 판넬의 전방수직면이고, PACKAGE TRAY 가 없는 COUPE,5DR 차량에서 민감한 부분으로 플로워와의 결합부 강성 증대가 요구된다. Page 10/1
Fig.. MODE SHAPE 분석 (B 구간) 600Hz 전후 영역에서 민감한 부분은 리어 스트럭트 상단 마운팅부로 분석되었으며, 마운팅 주변부 국부강성 증대가 요구된다 7. 개선방향 1 개선방향 첫번째로 00~400Hz 영역의 민 감부인 리어 플로워와 리어 휠 하우스 인어 판넬의 결합부에 상하 방향의 서포트 부재 를 추가하여 결합부 강성을 증대하였다. 1 Fig.. 개선방향 1 FRF Curve 분석 플로워 컴플리트와 사이드 컴플리트의 조 립구조상 리어 휠 하우스 인어 전방 수직면 을 지지하는 보강부재를 piece 화 하여 어퍼(1)는 사이드 컴플리트에 로워()는 플로워 컴플리트에 구성된다. 해석 결과 00~400Hz 영역의 진동 Level 이 저감됨을 알수 있었다. 7.4 개선방향 개선방향 두번째로 600Hz 전후 영역의 민 감부인 리어 스트럭트 마운팅부 상단에는 차 길이 방향의 서포트(1)와 전후 방향의 벌크헤드()를 추가하여 국부강성을 증대 하였다. 1 QTR INR LWR W/HSE INR RR FLOOR Page 11/1
동차 기술연구소,1996. Z 방향 [] 김기창, 5DR 차량의 BODY MTG 입력점 강성 해석, 현대자동차, 차체설계 팀,1998. [4] 안재훈, JEEP 형 차량의 BODY MTG 최적 설계 방안, 현대자동차, 차체설계 팀,1999. [5] 이화수, 실내소음 저감을 위한 구조음 장 연성해석기법 개발, 현대자동차, 차체설계 팀,000. Fig.5. 설계개선안 FRF CURVE 분석 Fig.4. 개선방향 FRF Curve 분석 해석 결과 600Hz 전후 영역의 진동 Level 이 저감됨을 알수 있었다. 8. 결 론 본 연구를 통하여 바디 마운팅부 입력점 강성 수준 평가가 가능하게 되었으며, 다음 과 같은 결론을 얻게 되었다. - 바디 마운팅부 입력점 강성에 대한 해 석기법을 적립하였다. - 시험 & 해석 결과에 대한 CORRELATION 을 통하여 해석정도를 확보하였다. - 바디 주요 마운팅부에 대한 입력점 강 성을 설계초기에 확보 가능하여 NVH 성능 향상 및 시작차 절감으로 개발기 간 단축이 가능하다. - 입력점 강성 증대를 위한 주요 마운팅 부의 두께와 형상 최적화로 설계 초기 에 중량과 성능 최적화 설계가 가능하 게 되었다. [6] 자동차 기술 핸드북 (1) 기초 이론편 PP.59~5 사단법인 한국자동차공학회 [7] R.B.Randall,B.Tech.,B.A., Frequency Analysis [8] D.J.Ewins, Modal Testing: Theory and Practice [9] Wayne Stokes,John Bretl, Alun Crewe, Computer Simulation of In- Vehicle Boom Noise,SAE Paper No. 971914. [10] SINGIRESU S. RAO, Mechanical Vibrations [11] William T. THOMSON, Theory of Vibration with applications 10. 관련 특허 [1] 자동차의 리어 휠 하우징 보강구조 특허 출원번호 1999-69 [] 도아 처짐 강성 대비 힌지 마운팅부 입 력점강성 증대 구조 특허 출원번호 1999-0078 9. 참고 문헌 [1] MSC/NASTRAN USER S GUIDE (V68) BASIC DYNAMIC ANALYSIS [] 전달함수 합성법을 이용한 차체구조 진동해석, 현대자동차, 연세대학교 자 Page 1/1