楊武森，楊玉玲，宋樹(shù)森

（上汽通用五菱汽車(chē)股份有限公司，廣西 柳州 545007）

關(guān)于某動(dòng)力總成懸置支架的優(yōu)化設(shè)計(jì)

楊武森，楊玉玲，宋樹(shù)森

（上汽通用五菱汽車(chē)股份有限公司，廣西 柳州 545007）

本文針對(duì)某動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)NVH性能道路試驗(yàn)中，全油門(mén)緩加速工況受發(fā)動(dòng)機(jī)頻率激振影響，某懸置主動(dòng)側(cè)支架發(fā)生共振，導(dǎo)致在260Hz左右產(chǎn)生車(chē)內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲的情況，采用hypermech-nastran有限元軟件建立該懸置支架的有限元模型對(duì)其模態(tài)進(jìn)行分析，并根據(jù)模態(tài)分析結(jié)果對(duì)該懸置支架設(shè)計(jì)優(yōu)化。最后通過(guò)道路試驗(yàn)結(jié)果驗(yàn)證懸置支架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)優(yōu)化的正確性，可使整車(chē)在全油門(mén)緩加速工況260Hz附近的振動(dòng)和車(chē)內(nèi)噪聲明顯降低。

共振；優(yōu)化設(shè)計(jì)；有限元分析；懸置支架

CLC NO.:U461.2Document Code:AArticle ID:1671-7988(2014)07-10-03

前言

汽車(chē)動(dòng)力總成懸置支架是動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的安全件和功能件，在進(jìn)行動(dòng)力總成的懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)對(duì)懸置支架的強(qiáng)度和模態(tài)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)和試驗(yàn)驗(yàn)證。一方面，懸置支架連接發(fā)動(dòng)機(jī)與車(chē)身(或車(chē)架、副車(chē)架)且處于汽車(chē)的各種行駛工況下傳遞作用在動(dòng)力總成上的力和力矩，需要足夠的強(qiáng)度；另一方面，懸置支架的模態(tài)對(duì)車(chē)內(nèi)噪聲的影響很大，懸置支架設(shè)計(jì)得不合理，可能會(huì)導(dǎo)致其1 階模態(tài)低且處于發(fā)動(dòng)機(jī)的工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，使懸置支架產(chǎn)生共振，從而增大車(chē)內(nèi)噪聲。

某動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)NVH性能道路試驗(yàn)中，全油門(mén)緩加速工況，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速到3860rpm時(shí)，某懸置主動(dòng)側(cè)支架和被動(dòng)側(cè)支架在260Hz處產(chǎn)生明顯共振帶，并在工況下260Hz左右產(chǎn)生車(chē)內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲。本文利用有限元軟件hypermech-nastran，對(duì)該動(dòng)力總成懸置支架進(jìn)行了模態(tài)分析，并根據(jù)模態(tài)分析結(jié)果對(duì)其進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)，使問(wèn)題得到明顯改善。

1、動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)NVH性能道路試驗(yàn)

此動(dòng)力總成懸置布置設(shè)計(jì)采用較為成熟的左、右發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)及變速器側(cè)3 點(diǎn)懸置布置型式，均為橡膠懸置。懸置系統(tǒng)NVH性能道路試驗(yàn)中，每個(gè)懸置的主動(dòng)側(cè)（即連接發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)懸置支架）及被動(dòng)側(cè)（即連接車(chē)身側(cè)懸置支架）分別布置1 個(gè)測(cè)點(diǎn)（三向傳感器），車(chē)內(nèi)噪聲測(cè)點(diǎn)在駕駛員右耳處位置、中排左座椅右耳處位置、后排左座椅右耳處位置各布置一個(gè)測(cè)點(diǎn)。

圖1為緩加速工況下的發(fā)動(dòng)機(jī)某懸置主動(dòng)側(cè)與被動(dòng)側(cè)Z向振動(dòng)響應(yīng)瀑布圖。此工況下發(fā)動(dòng)機(jī)某懸置的主動(dòng)側(cè)與被動(dòng)側(cè)支架，在260Hz左右均有明顯共振帶，同時(shí)在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速3860rpm左右達(dá)到最大值。

圖2為緩加速工況下的車(chē)內(nèi)聲壓級(jí)響應(yīng)曲線。在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速3860rpm左右均出現(xiàn)明顯峰值。

如圖1、圖2所示，試驗(yàn)結(jié)果表明，某懸置主動(dòng)側(cè)支架發(fā)生共振，導(dǎo)致在260Hz左右產(chǎn)生車(chē)內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲，初步懷疑這主要是由于在高轉(zhuǎn)速時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)和某懸置側(cè)的支架發(fā)生共振引起。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速發(fā)到3860rpm時(shí)，受發(fā)動(dòng)機(jī)4階頻率（257Hz）激振影響，某懸置主動(dòng)側(cè)支架發(fā)生共振，使懸置主動(dòng)側(cè)和被動(dòng)側(cè)支架在260Hz處產(chǎn)生明顯峰值，最終在260Hz左右產(chǎn)生車(chē)內(nèi)結(jié)構(gòu)噪聲，對(duì)車(chē)內(nèi)噪聲產(chǎn)生貢獻(xiàn)。

2、懸置支架模態(tài)分析

進(jìn)行支架模態(tài)分析和優(yōu)化所采用的前處理器軟件為Hypermesh, 求解器為MSC.Nastran, 后處理則利用Hyperview完成。

圖3 為Hypermesh所建立的動(dòng)力總成懸置支架的有限元模型，圖4為Nastran計(jì)算的支架1階模態(tài)結(jié)果。

根據(jù)計(jì)算結(jié)果得知，該支架的1 階模態(tài)為412 Hz，一階模態(tài)小于500Hz，不滿足要求。根據(jù)共振理論，要求發(fā)動(dòng)機(jī)懸置支架的1 階模態(tài)固有頻率應(yīng)大于500 Hz[1]，實(shí)際上由于布置空間的限制，在懸置支架設(shè)計(jì)時(shí)，要盡可能的提高其1 階固有模態(tài)。

3、懸置支架結(jié)構(gòu)優(yōu)化

動(dòng)力總成懸置支架進(jìn)行優(yōu)化時(shí)需要注意優(yōu)化后支架不與周?chē)牧慵l(fā)生干涉，并保證支架安裝方便。對(duì)某動(dòng)力總成懸置支架結(jié)構(gòu)優(yōu)化的兩種方案如圖5所示。

通過(guò)Hypermesh- Nastran軟件計(jì)算所得到的動(dòng)力總成懸置支架各結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案的1階模態(tài)見(jiàn)表1所列。

表1 各方案的1 階模態(tài)

從表1 可以看到，方案一的一階模態(tài)仍未達(dá)到500Hz，方案二該支架的1階模態(tài)從原方案的412到達(dá)529 Hz(見(jiàn)圖6計(jì)算的結(jié)果)，故采用方案二優(yōu)化設(shè)計(jì)此懸置支架。

4、試驗(yàn)驗(yàn)證

根據(jù)優(yōu)化結(jié)果方案二制造的支架,全油門(mén)緩加速工況下，NVH性能道路試驗(yàn)懸置主動(dòng)側(cè)與被動(dòng)側(cè)Z向振動(dòng)響應(yīng)結(jié)果如圖7所示。從圖7與改進(jìn)前圖1相比可以看出，此工況下懸置主動(dòng)側(cè)與被動(dòng)側(cè)振動(dòng)響應(yīng)在頻率260Hz處較原狀態(tài)降低，且該頻率處無(wú)共振帶。

The optimal design of powertrain mount bracket

Yang Wusen, Yang Yuling, Song Shusen
（Saic gm wuling automobile Co.,Ltd., Guangxi Liuzhou 545007）

In this paper a powertrain mounting system NVH performance road test, full throttle acceleration a suspended active side bracket resonance occurs by the engine frequency excitation effect,, causing the car structure noise around 260Hz, establish the finite element model of the mount bracket for modal analysis of the model using the finite element software hypermech-nastran, and according to the modal analysis results of the mount bracket design optimization. Finally, the road test results verify the optimization design of mounting bracket structure, can make the vehicle vibration and the inner noise inear 260Hz significantly decreased.

resonance; optimization design; FEA; mounting bracket

U461.2

A

1671-7988(2014)07-10-03

楊武森，就職于上汽通用五菱汽車(chē)股份有限公司。