雷冰芬，房拴虎 Lei Bingfen，F(xiàn)ang Shuanhu

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動力總成懸置NVH性能分析及優(yōu)化

雷冰芬1，房拴虎2Lei Bingfen1，F(xiàn)ang Shuanhu2

（1. 東風(fēng)汽車股份有限公司商品研發(fā)院，湖北 武漢 430057；2. 東風(fēng)汽車集團(tuán)技術(shù)中心，湖北 武漢 430057）

為解決某車型發(fā)動機(jī)怠速抖動劇烈造成車身出現(xiàn)裂紋的問題，對動力總成懸置系統(tǒng)的NVH（Noise，Vibration，Harshness，噪聲、振動、聲振粗糙度）性能進(jìn)行研究分析。通過建立NVH數(shù)學(xué)模型從理論上對性能進(jìn)行計算和分析，并進(jìn)一步利用能量解藕法原理對懸置進(jìn)行優(yōu)化，以提高動力總成懸置的NVH性能。整車主觀評價、客觀評價和耐久試驗表明優(yōu)化后降低了整車振動，提高了乘坐舒適性，解決了車身裂紋的問題。

動力總成；懸置；NVH；振動；優(yōu)化

0 引 言

動力總成懸置系統(tǒng)是汽車振動系統(tǒng)的一個重要子系統(tǒng)，是動力總成與車架（或承載式車身）之間的彈性連接系統(tǒng)，其隔振性能的優(yōu)劣將直接關(guān)系到發(fā)動機(jī)的振動向車體的傳遞?，F(xiàn)代汽車普遍使用彈性懸置系統(tǒng)來隔離發(fā)動機(jī)傳遞到車身的振動，以降低車內(nèi)振動和噪聲。合理設(shè)計發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)，可以減小由動力總成傳遞到車身的激振力，并降低由此激發(fā)的車身和底盤相關(guān)零部件的振動和噪聲。如果設(shè)計不合理，其產(chǎn)生的振動和噪聲得不到好的控制，會損壞汽車零部件，縮短汽車的使用壽命。因此，對動力總成懸置系統(tǒng)的研究是整車減振降噪中一個不可忽視的環(huán)節(jié)。

1 動力總成懸置設(shè)計的隔振機(jī)理

1.1 頻響特性

目前懸置設(shè)計的優(yōu)劣廣泛采用振動傳遞率（或隔振率）來評價，幅頻響應(yīng)曲線如圖1所示，表明頻率比與振動傳遞率之間的關(guān)系，這是減振原理中重要的依據(jù)。

頻率比與振動傳遞率之間的關(guān)系為

式中，f為頻率比，指強(qiáng)制振動的頻率與自振頻率之比；為阻尼比。

1.2 共 振

由圖1幅頻響應(yīng)特性曲線[1]可知，頻率比由小增大，振動傳遞率迅速上升，頻率比接近1，即外激振動頻率接近自振頻率時，輸出振幅出現(xiàn)最高峰，出現(xiàn)共振。

圖1 不同阻尼系數(shù)下幅頻響應(yīng)曲線

1.3 隔 振

普通橡膠懸置軟墊的系統(tǒng)阻尼一般很小，可不予考慮，即認(rèn)為=0，此時振動傳遞率簡化為

由此可知，頻率比越大，隔振效果越好，但頻率比大于5后，隔振效果提高不明顯。

2 動力總成懸置系統(tǒng)理論設(shè)計

2.1 結(jié)構(gòu)布置

某款車型匹配前置前驅(qū)四點(diǎn)懸置動力總成，在整車上的布置如圖2所示，懸置系統(tǒng)的布置[2]原則如下：

1）左、右2個懸置應(yīng)布置在扭矩軸上，并完全承受動力總成的質(zhì)量；

2）前、后2個懸置承受動力總成的偏轉(zhuǎn)力矩，且布置高度應(yīng)與動力總成質(zhì)心高度相同。

2.2 主慣性軸及轉(zhuǎn)矩軸的計算

在動力總成上建立坐標(biāo)系，為發(fā)動機(jī)質(zhì)心，軸平行于發(fā)動機(jī)曲軸軸線，軸過質(zhì)心遵循右手規(guī)則，軸過質(zhì)心垂直缸體向上。一般來說，扭矩軸線通過質(zhì)心，但比主慣性軸略低一些，其與曲軸的夾角可根據(jù)經(jīng)驗計算公式（3）求得。一般動力總成曲軸、扭矩軸、主慣性軸之間的關(guān)系如圖3所示。

式中，為扭矩軸與主慣性軸的夾角；為主慣性軸與曲軸的夾角；I為軸的主慣性矩；I為軸的主慣性矩。

圖3 曲軸、扭矩軸、主慣性軸關(guān)系圖

發(fā)動機(jī)在坐標(biāo)系中的質(zhì)量及慣性積見表1。

表1 質(zhì)量及慣性參數(shù)

根據(jù)表1構(gòu)造慣性矩陣，進(jìn)而求出各方向最小轉(zhuǎn)動慣量及方向余弦矩陣。

在CATIA中利用做圖的方式找出3個主慣性軸，進(jìn)一步求得扭矩軸的方向余弦，分別為0.241、0.013、0.004，根據(jù)扭矩軸設(shè)計各懸置點(diǎn)的位置。

2.3 動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計及優(yōu)化分析

動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計時，要使動力總成固有頻率和解耦率得到合理分布，需要設(shè)計較小的動靜剛度；要在汽車的所有行駛工況下控制發(fā)動機(jī)的位移，需要設(shè)計較大的靜剛度；某款車型懸置系統(tǒng)設(shè)計的解耦目標(biāo)及空間極限位移見表2。

表2 懸置系統(tǒng)設(shè)計目標(biāo)

2.4 懸置系統(tǒng)參數(shù)設(shè)計及解耦分析

懸置為平置式布置，要實現(xiàn)振動解耦，一是調(diào)整重心的位置，二是調(diào)整懸置軟墊的剛度。通過分析、計算詳細(xì)設(shè)計了動力總成在整車上的布置位置，通過調(diào)整軟墊的剛度達(dá)到解耦的目的。利用ADAMS計算靜載時懸置系統(tǒng)的受力，結(jié)合懸置軟墊壓縮量限制（≤6 mm）估算懸置軟墊剛度，輸入?yún)?shù)見表3，將參數(shù)輸入動力總成計算系統(tǒng)進(jìn)行CAE計算，解耦結(jié)果見表4。

表3 發(fā)動機(jī)質(zhì)心及懸置軟墊位置

表4 懸置系統(tǒng)解耦結(jié)果 %

按照四點(diǎn)懸置的設(shè)計原則，靜載時前懸置不受力，預(yù)載受力及位移校核計算結(jié)果見表5。動力總成位移見表6。

表5 懸置軟墊三向靜載力及位移

表6 動力總成位移

由以上解耦結(jié)果可知，主方向上的頻率、解耦率、動力總成位移在理論上可以滿足使用要求。

2.5 計算結(jié)論

按照動力總成懸置系統(tǒng)的功能要求和設(shè)計原則，結(jié)合動力總成的振動特性，依據(jù)懸置系統(tǒng)的隔振機(jī)理，通過對某款車型動力總成懸置進(jìn)行理論分析和優(yōu)化設(shè)計可得出結(jié)論：

1）通過應(yīng)用能量解耦對懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化，最大解耦率達(dá)到97.197%，且各階能量解耦程度均在76%以上，基本實現(xiàn)了系統(tǒng)解耦；

2）通過各極限工況的校核計算，動力總成質(zhì)心位移和轉(zhuǎn)角最大為10.36 mm和3.14°，滿足設(shè)計目標(biāo)在15 mm和3.5°范圍內(nèi)的要求，實現(xiàn)了懸置系統(tǒng)具有控制動力總成相對運(yùn)動和位移的功能。

3 動力總成懸置系統(tǒng)試驗驗證

研究對象需驗證的問題是解析熱機(jī)狀態(tài)動力總成怠速抖動問題及對轉(zhuǎn)向盤、座椅振動的影響情況，并對優(yōu)化后的狀態(tài)進(jìn)行測試對比，判斷解決問題的效果，對車輛在各種工況下進(jìn)行位移判斷測試，以及整車10萬km耐久試驗，驗證懸置系統(tǒng)零件的耐久性及可靠性。

3.1 設(shè)計試驗驗證工況

車輛運(yùn)行30 min保證熱機(jī)狀態(tài)進(jìn)行測試：怠速下，測試P擋、R擋、N擋和D擋，手剎制動，測試周期為30 s；原地升速下，測試P擋，轉(zhuǎn)速從怠速至5 000 r/min。

3.2 測試點(diǎn)布置及說明

1）參考坐標(biāo)：前、后、左、右、駕駛員座椅加速度傳感器方向定義選擇與整車坐標(biāo)方向一致。

2）測點(diǎn)布置位置：前懸置加速度傳感器布置在發(fā)動機(jī)側(cè)的支架和過渡梁上；后懸置布置在發(fā)動機(jī)側(cè)的支架和副車架支架上；左、右懸置分別布置在懸置軟墊兩側(cè)的發(fā)動機(jī)和車身支架上；轉(zhuǎn)向盤測量加速度傳感器布置在最上方；駕駛員座椅測量加速度傳感器布置在右側(cè)導(dǎo)軌上。

3.3 試驗結(jié)果及分析

根據(jù)試驗的目的，對動力總成懸置進(jìn)行怠速和升速振動測試，并檢測怠速時轉(zhuǎn)向盤的模態(tài)以及其和駕駛員座椅的振動情況。

3.3.1 怠速狀態(tài)

在怠速狀態(tài)下對優(yōu)化前、后懸置隔振效果進(jìn)行對比分析，后懸置優(yōu)化前、后隔振效果明顯，各方向隔振量均大于15 Hz，左、右懸置由結(jié)構(gòu)決定，在方向上隔振量小，但振動本身不大，前懸置優(yōu)化前、后各方向隔振差，特別是優(yōu)化前在方向存在著振動放大的情況，優(yōu)化后明顯改善，隔振量見表7。

表7 隔振量對比 dB

續(xù)表7 dB

優(yōu)化前優(yōu)化后隔振量變化 前X5.621.215.6 Y7.616.89.2 Z0 10.910.9 后X18.826.88.0 Y17.922.44.5 Z26.123.2-2.9

轉(zhuǎn)向盤及座椅優(yōu)化[3]前、后振動加速度見表8。

表8 振動加速度 m/s2

3.3.2 原地升速懸置系統(tǒng)隔振測試

車輛處于靜止?fàn)顟B(tài)，將發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速由怠速提高至5 000 r/min，關(guān)注優(yōu)化后對前懸置隔振效果不佳引起振動放大問題的改善情況，優(yōu)化后前懸置、、頻譜如圖4～6所示，通過對前懸置升速頻譜圖進(jìn)行分析，未發(fā)現(xiàn)系統(tǒng)中存在共振現(xiàn)象，當(dāng)發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速在4 400 r/min附近時，振動相對大些，但實際中此轉(zhuǎn)速應(yīng)用范圍很小，此處稍有振動可以忽略，因此優(yōu)化工作總體上效果明顯。

圖4 X向頻譜圖

圖5 Y向頻譜圖

圖6 Z向頻譜圖

4 總 結(jié)

發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的合理匹配對降低汽車整車振動、提高乘坐舒適性有著重要作用。在總結(jié)國內(nèi)外大量文獻(xiàn)的基礎(chǔ)上，對某款車型發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)采用理論和試驗相結(jié)合的方法進(jìn)行隔振性能的研究。

為了解決工程實際問題，以某車型存在的懸置系統(tǒng)NVH問題為例，從理論上進(jìn)行整體布置、系統(tǒng)計算校核、優(yōu)化方案對比，并進(jìn)行大量的試驗數(shù)據(jù)分析，解決目前公司某車型中存在的車輛怠速抖動、高速振動大、零部件耐久損壞等嚴(yán)重問題，具有實際意義。研究結(jié)果不僅解決了公司某車型存在的懸置系統(tǒng)NVH問題，而且縮短了整車開發(fā)周期，該車型自上市以來，其NVH性能贏得市場的一致好評，年產(chǎn)量突破20 000臺，在國內(nèi)市場銷量位居前列，成為公司整體利潤增長點(diǎn)之一。

為動力總成懸置系統(tǒng)NVH性能研究提供一種解決問題的思路和方法，為產(chǎn)品的開發(fā)和測試提供一套有效的參考數(shù)據(jù)，對今后同類設(shè)計具有一定的參考價值。懸置NVH問題近年來越來越被業(yè)內(nèi)重視，隨著技術(shù)水平的提高和CAE分析的專業(yè)化，振動系統(tǒng)的研究更趨完善，整車懸置系統(tǒng)NVH性能將會躍上一個新的臺階。

[1]上官文斌，蔣學(xué)鋒.發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計[J]. 汽車工程，1992（2）：103-110.

[2]《汽車工程手冊》編輯委員會.汽車工程手冊：設(shè)計篇[M].北京：人民交通出版社，2001.

[3]余志生．汽車?yán)碚摚ㄐ抻啽荆M]．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1990．

2017-07-05

1002-4581（2017）06-0032-05

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10.14175/j.issn.1002-4581.2017.06.010