陽仁松 林文干 江克峰 李浩亮

東風汽車股份有限公司商品研發(fā)院 湖北武漢 430057

1 前言

隨著全球生態(tài)環(huán)境的惡化與能源的日益緊缺，汽車輕量化設計已經(jīng)成為各汽車制造商的設計主流，但與此同時導致了更多的振動噪聲及相關的問題。汽車車內(nèi)噪聲不僅易引起駕駛員和乘客的疲勞，同時也影響了汽車的行駛安全。因此，隨著人們對環(huán)保的日趨重視以及對現(xiàn)代汽車舒適性的要求，車內(nèi)噪聲特性已成為汽車乘坐舒適性的主要評價指標之一。

2 控制車內(nèi)噪聲的主要思路

在開發(fā)過程中，某微型客車進行了詳細的NVH[1]性能目標分解，大量的CAE仿真計算和試驗測試，以及嚴格的零部件質量控制。研究顯示，發(fā)動機在一定轉速下出現(xiàn)了車內(nèi)轟鳴聲明顯的問題，嚴重影響到了該車型的駕駛舒適性。

針對上述微型客車在行駛過程中車內(nèi)產(chǎn)生共鳴聲及車身有很強的抖動現(xiàn)象，本文通過對與車身振動噪聲[2]有關聯(lián)的各個系統(tǒng)進行一一排除，最終確認該車型發(fā)動機右懸置動剛度對車身振動噪聲影響最大。在考慮裝配及焊接工藝等因素下，通過有限元技術對該發(fā)動機右懸置進行動剛度分析和結構參數(shù)敏感性分析，提出了一個較為合理的改進方案。改進方案裝車后 NVH 測試結果顯示，車內(nèi)噪聲明顯降低。

3 車內(nèi)噪聲問題分析

該車型在發(fā)動機3 300 r/min、3 600 r/min和3 900 r/min左右，車內(nèi)轟鳴聲嚴重，極度影響了人的聽覺。需要說明的是，轟鳴聲與冷卻風扇、空調(diào)、鼓風機、檔位、車速均無關，同時，相比競品車，車內(nèi)噪聲在80 km/h以上（發(fā)動機在其它轉速）時，車內(nèi)噪聲可以接受。

在車輛定置情況下，發(fā)動機是主要振動源，懸置是動力系統(tǒng)的振動傳遞給車身的主要路徑。如果懸置的隔振性能不良，導致車身的振動過大，也會產(chǎn)生轟鳴聲。對懸置的考察，主要從橡膠軟墊、發(fā)動機側和車身側兩個懸置支架共三個方面去考慮。由于發(fā)動機側的支架是鑄件且之前經(jīng)過嚴格的試驗，所以支架主要考慮車身側支架，下面的分析就從橡膠軟墊和車身側支架兩個零件進行模態(tài)計算及在整車上進行測試，進而找出問題點，為下一步的解決問題提供數(shù)據(jù)支持。

3.1 橡膠軟墊剛度的影響

懸置的橡膠軟墊是隔振主要部件，而橡膠軟墊的核心指標就是剛度。6自由度解耦計算是目前確定其剛度的主要成熟的方法。通過解耦計算，將動力總成的6個剛體模態(tài)頻率進行了合理分布，同時還獲取各方向的剛度值（如圖1）。由于軟墊各方向上的剛度分開，理論上最大限度地避免振動耦合，也便于生產(chǎn)控制。從該懸置解耦的結果（見表1）看，動力總成在X、Y、Z三個方向以及繞X軸轉動自由度解耦度均達到了90%以上，應該能很好地滿足設計要求。

圖1 懸置解耦計算模型

表1 懸置解耦計算結果

設計給出了合理的剛度值，但在實際的測試過程中，我們發(fā)現(xiàn)裝車樣件的剛度值與設計理論值有較大差距，如圖2所示。

圖2 懸置軟墊的實際剛度與理論值間的比較

按圖3所示的流程，需重新優(yōu)化、調(diào)試懸置，使其符合設計要求。

圖3 懸置軟墊剛度控制流程

將滿足設計要求的懸置裝配到整車上，進行懸置隔振率測試。結果表明僅右懸置Z向隔振率在發(fā)動機大部分轉速下均低于8 0%，而且在3 9 0 0 r/min左右有明顯下降，應引起注意，如圖4所示。

圖4 懸置隔振率測試

3.2 車身側支架剛度的影響

支架的剛度不夠，會導致整車狀態(tài)下懸置隔振率過低的問題。衡量懸置支架剛度的指標通常有兩個：一是支架剛度是軟墊剛度的6～10倍，另一個是支架的固有頻率≥500 Hz。由于右懸置Z向隔振測試結果存在明顯的問題，正對右懸置支架進行模態(tài)計算和測試如圖5～7所示。

圖5 右懸置車身側支架照片

圖6 右懸置支架模態(tài)計算

圖7 右懸置支架模態(tài)測試

表2計算和測試的結果表明，右懸置車身側支架第一階模態(tài)在559 Hz左右，滿足設計要求。

表2 右懸置支架模態(tài)計算和測試結果

為進一步驗證現(xiàn)有懸置支架剛度是否會產(chǎn)生轟鳴聲問題，將支架3個面增焊一層等料厚的鋼板，見圖8，然后正常安裝在整車上進行主觀評價，但效果不明顯。

圖8 增加右懸置支架剛度

4 解決方案

緊緊抓住車身側右懸置支架Z向隔振率差這一線索繼續(xù)對該車身結構進行研究。

4.1 傳遞函數(shù)（FRF）測試與分析

傳遞函數(shù)是對裝配結構振動屬性描述的有用工具。在整車狀態(tài)下對右懸置支架做原點傳遞函數(shù)測試，如圖9所示。測試結果表明，傳遞函數(shù)在119 Hz、131 Hz、141 Hz處存在明顯峰值（其它峰值由于頻率較高，超過了發(fā)動機常用轉速對應的點火頻率，所以不再列出），而且整體傳遞水平偏高。這說明發(fā)動機的振動會通過右懸置在119 Hz、131 Hz、141 Hz給車身很大的激勵。CAE的計算結果也與測試結果一致，如圖10所示。

圖9 右懸置FRF測試

圖10 FRF計算

4.2 右懸置支架安裝基礎動剛度分析

支架單個零件的剛度滿足要求，但其在整車裝配條件下的FRF表明其剛度明顯不足，這只能說明支架的安裝基礎剛度不夠。CAE的分析結果也印證了這一點。如圖11所示，藍色曲線是整車裝配條件下右懸置支架的動剛度，紅色曲線為左懸置支架動剛度，綠色的是目標曲線。從圖12中的應變能分析圖中可以看出，變形集中在右懸置支架安裝基礎（右縱梁及其兩安裝小支架上），該處剛度明顯不足。

圖11 裝配條件下右懸置支架剛度分析圖

圖12 右懸置支架處應變能分析圖

4.3 手工驗證

鑒于以上分析，右懸置支架安裝基礎的剛度不足很有可能就是引起車內(nèi)轟鳴聲的根源，因此對支架安裝基礎進行手工改制，增強其剛性。將35號車右縱梁切開，在里面增加4 mmU型加強板和橫向支撐板，手工制作右懸置支架的安裝支架（4 mm料厚），并新增加2個螺栓安裝點（如圖13紅色圈內(nèi)）。

圖13 手工改制

改進后，客觀測試結果表明：右懸置傳遞函數(shù)幅值明顯下降（如圖14～15）。主駕駛員右耳處的聲壓值在發(fā)動機3 315 r/min、3 670 r/min、3 860 r/min處分別降低了4.4 dB（A）、9.9 dB（A）和4.6dB（A），如表3所示。主觀評價效果十分明顯。

圖14 改進前FRF測試對比

圖15 改進前后噪聲測試對比

表3 改制后效果

經(jīng)過以上解析，可以得出結論：由于車身右縱梁懸置安裝處剛度不足，導致懸置隔振率差。發(fā)動機振動主要通過右懸置路徑傳入車身，引起車身振動過大，產(chǎn)生轟鳴聲。

4.4 小批量驗證

為保證批量生產(chǎn)效果，在設計改進后做小批量裝車驗證很有必要。

4.4.1 設計方案選擇、優(yōu)化

根據(jù)實際情況，做了10個方案。針對10個方案，做動剛度計算如圖16所示，并與目標線、左懸置進行比較，最終懸置選擇了方案10，如圖17和18所示。

圖16 設計方案

圖17 方案優(yōu)化

圖18 方案10

4.4.2 工藝方案

焊接工藝方案對安裝精度和剛度都有很大的影響。如圖19焊接工藝方案圖所示，方案一采用沖壓件焊接（點焊方式），方案二采用板材拼焊方式。方案一采用模具件、焊裝工藝方便快捷、變形小，裝配精度容易保證，缺點是由于焊點少，剛度會減弱。方案二采用板材拼焊（手工CO2保護焊），不需要制造成型模具、成本低，但焊接后剛度強，缺點是焊接工時長、焊接質量不宜保證，而且焊接后變形大，影響裝配精度。

圖19 焊接工藝方案圖

綜合考慮，選擇懸置方案一。

4.4.3 細節(jié)優(yōu)化

針對設計、工藝方案。在以下幾個方面進行優(yōu)化，如圖20所示。

圖20 細節(jié)優(yōu)化圖

a.增加工藝避讓孔，保證寬窄車縱梁模具共用。

b.增加工藝缺口，便于沖壓，有利于涂裝漏液。

c.定位壓緊面與原設計一致，保證夾具通用性。

d.合理間隙預留，避免干涉導致焊接時零件難放入。

4.4.4 小批量裝車效果

圖21 小批量樣件

表4 改進后小批量驗證結果

5 結語

本文結合多年實際工作經(jīng)驗，成功解決了該發(fā)動機定速工況下車內(nèi)轟鳴聲這一疑難問題，顯著提升了該車的駕乘舒適性。其中，在整車裝配條件下，對懸置支架采用有限元頻率響應分析方法進行仿真計算與優(yōu)化的方法和采用分隔車內(nèi)空間、改變車內(nèi)空間體積，進而改變車身聲腔模態(tài)做物理驗證的方法，為解決發(fā)動機定速工況下車內(nèi)轟鳴聲問題總結出了一套較為完整工作的思路。