蔡 月

（東風柳州汽車有限公司，廣西 柳州545000）

0 引言

隨著汽車市場日益成熟，消費者對整車NVH性能要求也越來越高，作為隔絕動力總成振動向懸架、車身、乘員艙傳遞的關(guān)鍵零部件，整車NVH性能對懸置系統(tǒng)的隔振性能要求也越來越高；同時動力總成不斷升級換代，增壓、缸內(nèi)直噴發(fā)動機等高扭矩、高功率發(fā)動機投入使用，懸置性能也面臨新的挑戰(zhàn)。汽車市場競爭也日益殘酷，各車型都在降低實物成本以及提升通用化率，懸置系統(tǒng)在成本、通用化上的壓力也越來越大。

本文是在某個改款車型項目上，要求懸置系統(tǒng)邊界一定、成本不提高，且能通用化至該機艙布局的所有車型，僅通過優(yōu)化主簧結(jié)構(gòu)來滿足更高的懸置系統(tǒng)性能。

1 懸置系統(tǒng)優(yōu)化方案

1.1 優(yōu)化目的

車型B為在車型A基礎(chǔ)上改款項目，內(nèi)外飾及相關(guān)電器重新開發(fā)，車身隨外造型局部細節(jié)優(yōu)化，機艙、底盤及下車體布置維持不變。因車型A懸置系統(tǒng)性能較差，AC OFF懸置被動側(cè)振動剛好滿足小于0.1 m/s2目標要求，如圖1所示，車內(nèi)噪音發(fā)動機二階超出設(shè)計目標（AC OFF/ON：30dB/35dB）；在車型B開發(fā)時，為保證整車NVH性能達成，需對懸置系統(tǒng)進行優(yōu)化；同時為保證量產(chǎn)狀態(tài)懸置性能達成，AC OFF懸置被動側(cè)振動目標要求提升至小于0.08 m/s2。

1.2 優(yōu)化方向

通常懸置系統(tǒng)性能改善，主要通過懸置系統(tǒng)整體布置、懸置軟墊性能兩方面進行優(yōu)化。懸置系統(tǒng)整體布置調(diào)整涉及布局更改、彈性中心位置調(diào)整，對機艙布置存在影響；懸置軟墊性能優(yōu)化主要通過設(shè)計合適剛度比例的懸置主簧結(jié)構(gòu)、動/靜剛度值、限位結(jié)構(gòu)來實現(xiàn)。

車型B機艙布置借用車型A，懸置系統(tǒng)的優(yōu)化不能影響機艙內(nèi)其它系統(tǒng)，才可以通用化至平臺其它車型，同時也不會產(chǎn)生大的成本變動。所以車型B懸置系統(tǒng)優(yōu)化不能通過布置位置優(yōu)化，也不能更換懸置軟墊結(jié)構(gòu)類型來實現(xiàn)剛度比例調(diào)整?，F(xiàn)考慮在車型A懸置系統(tǒng)基礎(chǔ)上，進一步優(yōu)化懸置系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，來實現(xiàn)更佳的動/靜剛度值，以提升懸置系統(tǒng)NVH性能。

1.3 優(yōu)化方案

1.3.1 車型A懸置問題

車型A懸置系統(tǒng)（包括圓錐形液壓右懸置、橡膠左懸置、后懸置為襯套試防扭撐桿）性能調(diào)試時，經(jīng)過多輪調(diào)試得出的較好狀態(tài)，如表1所示，影響懸置系統(tǒng)性能最大問題為左懸置軟墊設(shè)計剛度比例（設(shè)計 0.9∶1.6∶1、實際 1.2∶2.4∶1）無法達成，X 向、Y 向靜剛度值都偏大，特別是Y向靜剛度值高達308 N/mm，影響隔振性能。

表1 車型A懸置系統(tǒng)靜剛度

針對該問題，由于下述限制，為保證項目進度，未能進行進一步改善：

1）由于左懸置結(jié)構(gòu)限制（圖2所示），通過改變左懸置橡膠材料硬度、微調(diào)主簧結(jié)構(gòu)等手段都不能達成更優(yōu)的三向剛度比例；

圖2 車型A懸置軟墊結(jié)構(gòu)

2）同時由于右懸置X/Y向剛度值相同，也不能調(diào)整右懸置使懸置系統(tǒng)Y向剛度值整體降低，重新開發(fā)液壓右懸置周期長、投入高，并涉及車身設(shè)變、焊裝線調(diào)整；

3）平臺機艙內(nèi)動總、空濾、發(fā)動機線束、蓄電池、ESP等限制，無空間對左懸置軟墊進行大的結(jié)構(gòu)變更。

1.3.2 車型B左懸置軟墊雙主簧方案

結(jié)合車型A開發(fā)經(jīng)驗，為改善車型A上懸置系統(tǒng)問題點，在車型B上考慮在車型A左懸置軟墊結(jié)構(gòu)（圖2）基礎(chǔ)上將左懸置軟墊主簧結(jié)構(gòu)拆解成上下兩部分（圖 3）：

圖3 車型B懸置軟墊雙主簧結(jié)構(gòu)

1）上主簧（1）采用類似前置后驅(qū)車后懸置的V型懸置主簧[1]，該結(jié)構(gòu)主要承受Z向載荷，X/Y向剛度值較?。ㄊ芗羟辛Γ?/p>

2）下主簧（2）在原限位結(jié)構(gòu)上增加一字型主簧，該結(jié)構(gòu)主要承受X/Y向載荷，Z向剛度值較?。愃葡鹉z襯套）。

左懸置軟墊雙主簧方案存在下述優(yōu)勢，可以實現(xiàn)最優(yōu)化的三向剛度比：

1）Z向靜剛度值調(diào)整，只需優(yōu)化上主簧結(jié)構(gòu)或者橡膠材料，對X/Y向剛度值影響很小；

2）X/Y向靜剛度值調(diào)整，只需優(yōu)化下主簧結(jié)構(gòu)或者橡膠材料，對Z向剛度值影響很小；

3）上下主簧可按不同角度組合，以滿足搭載不同動總時，對X/Y向剛度值需求不同。

車型B懸置系統(tǒng)靜剛度計算值（表2所示）在車型A的基礎(chǔ)上增加了Z向靜剛度值（右懸置提升15 N/mm、左懸置提升40 N/mm），由于左懸置軟墊采用雙主簧結(jié)構(gòu)，X、Y向靜剛度值可以降低（車型A結(jié)構(gòu)無法實現(xiàn)），有利于得到更優(yōu)化的計算結(jié)果（表四）；從完成調(diào)試的懸置靜剛度（表三）可以看到，相對設(shè)計狀態(tài)除左懸置軟墊Z向靜剛度值有較大變化（提升32 N/mm），其它方向都維持在設(shè)計值狀態(tài)（±15%內(nèi)）。

表2 車型B懸置系統(tǒng)靜剛度

2 懸置軟墊雙主簧結(jié)構(gòu)效果

2.1 解耦計算

從圖4計算結(jié)果對比可以看出，雖然結(jié)算結(jié)果都滿足要求，但車型B左懸置軟墊采用雙主簧結(jié)構(gòu)，相對車型A三個方向剛度值之間影響小，三向剛度比調(diào)整空間廣，整體解耦計算結(jié)果更優(yōu)。

圖4 主方向解耦率對比

2.2 整車NVH驗證

車型B完成懸置系統(tǒng)調(diào)試后，其NVH效果相對車型A有明顯提升。

2.2.1 怠速車內(nèi)噪音

車型B駕駛員右耳開關(guān)/開空調(diào)總聲壓級相對車型A降低3 dB/4 dB，關(guān)/開空調(diào)發(fā)動機二階貢獻量降低22 dB/17 dB，降幅明顯且達成駕駛員右耳關(guān)/開空調(diào)小于40 dB/45 dB、關(guān)/開空調(diào)發(fā)動機二階小于30 dB/35 dB原定目標，如圖5所示。

圖5 駕駛員右耳怠速開關(guān)空調(diào)噪聲及發(fā)動機二階

2.2.2 怠速懸置被動側(cè)振動

車型A怠速關(guān)空調(diào)懸置系統(tǒng)被動側(cè)振動僅能滿足＜0.1 m/s2要求；車型B怠速關(guān)空調(diào)懸置系統(tǒng)被動側(cè)振動降低明顯，僅為車型A怠速關(guān)空調(diào)懸置系統(tǒng)被動側(cè)振動的四分之一到二分之一，遠低于原制定＜0.08 m/s2要求，如圖6所示。

圖6 怠速關(guān)空調(diào)懸置系統(tǒng)被動側(cè)振動

2.2.3 勻速車內(nèi)噪音

車型B勻速駕駛員右耳噪聲相對車型A改善明顯，60～120 km/h都降低降低3～4 dB，如圖7所示。

圖7 勻速駕駛員右耳噪聲

3 平臺化推廣應(yīng)用

雙主簧結(jié)構(gòu)左懸置在車型B上NVH性能達成由明顯提高，將雙主簧左懸置應(yīng)用于類似機艙布置（表3所示）上，通過性能調(diào)試，采用不同的剛度值組合都能達成近似NVH性能（圖8所示）；再通過魯棒性分析[2]及試驗驗證，降低零部件種類，最大限度減少零件種類，實現(xiàn)通用化。

車型B 車型C 車型D發(fā)動機1+變速器1 發(fā)動機1+變速器2 發(fā)動機2+變速器2

圖8 平臺車型雙主簧左懸置應(yīng)用改善效果

4 存在問題及改善方案

4.1 強化路試問題

車型B在完成強化路試后，左懸置主簧存在下述問題點，如表4所列。

表4 強化路試問題點

改善方案實施后，通過多輪強化路試驗證存在明顯改善，可以滿足強化路試要求，但仍低于單主簧結(jié)構(gòu)。

4.2 加速工況問題

雙主簧左懸置對加速工況峰值改善不明顯，還需繼續(xù)優(yōu)化靜剛度曲線非線性段性能，同時維持車型A的吸振器等改善措施。

5 總結(jié)

雙主簧懸置軟墊結(jié)構(gòu)在怠速、勻速NVH性能上相對于單主簧結(jié)構(gòu)存在明顯優(yōu)勢，但在加速工況上改善不大，同時耐久性能變差，下一步需在加速工況NVH性能、耐久性能上繼續(xù)完善。