倪晉挺， 姜能惠

(安徽機(jī)電職業(yè)技術(shù)學(xué)院汽車與軌道學(xué)院，安徽 蕪湖 241002)

0 引 言

隨著車輛技術(shù)的不斷進(jìn)步，人們對(duì)汽車的舒適性要求越來(lái)越高。發(fā)動(dòng)機(jī)作為車輛重要激勵(lì)源，其產(chǎn)生的振動(dòng)是否可以很好的控制，不僅關(guān)系到整車人機(jī)交互位置的振動(dòng)和噪聲，同時(shí)還影響乘客的乘坐舒適性。因而在車輛開(kāi)發(fā)過(guò)程中，如何有效的對(duì)動(dòng)總懸置系統(tǒng)進(jìn)行布置設(shè)計(jì)，降低振動(dòng)耦合，減小動(dòng)力總成傳遞到車身的激勵(lì)載荷，從而降低車輛關(guān)注位置的振動(dòng)噪聲大??；以及保證動(dòng)力總成在Tip in&Tip out、過(guò)坎等瞬態(tài)沖擊工況下，能夠有效的發(fā)揮動(dòng)總懸置的支撐和限位功能，進(jìn)而提升乘客的主觀感覺(jué)方面，顯得至關(guān)重要[1]。

動(dòng)總懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)影響整車NVH性能的主要因素有懸置系統(tǒng)的布置方式、位置及剛度的大小等因素，針對(duì)上述關(guān)鍵因素，從動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)能量解耦作為出發(fā)點(diǎn)，討論不同懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)方案對(duì)整車NVH性能的影響情況。

1 分析工況及評(píng)價(jià)

為驗(yàn)證不同懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)方案，動(dòng)力總成剛體模態(tài)頻率及能量分布情況，優(yōu)化得到最優(yōu)的方案，利用仿真手段，從避頻、能量解耦、限位、TRA軸位置等幾個(gè)方面進(jìn)行考察。

實(shí)車測(cè)試工況利用常見(jiàn)的汽車怠速、加速、啟動(dòng)、熄火工況；噪聲評(píng)價(jià)指標(biāo)為駕駛員右耳與后排右側(cè)乘客右耳位置車內(nèi)噪聲；振動(dòng)評(píng)價(jià)點(diǎn)為方向盤(pán)及駕駛員座椅，利用三向加速度傳感器布置于方向盤(pán)12點(diǎn)及駕駛員座椅左后側(cè)滑槽位置，通過(guò)采集關(guān)注位置的振動(dòng)加速度及車內(nèi)噪聲來(lái)衡量車輛的NVH性能[2]。

2 問(wèn)題原因及解決手段

某車型在開(kāi)發(fā)過(guò)程中，存在怠速振動(dòng)噪聲較大，加速過(guò)程中存在轟鳴聲，乘坐舒適性偏差等一系列問(wèn)題，為了提升產(chǎn)品的競(jìng)爭(zhēng)影響力，需要對(duì)車輛的NVH性能一系列提升，所指定的提升目標(biāo)如表1所示。

表1 某車型NVH性能主觀評(píng)價(jià)提升目標(biāo)

2.1 仿真方法介紹

在仿真計(jì)算中需要將動(dòng)力總成質(zhì)心坐標(biāo)、質(zhì)量及轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、懸置位置及剛度作為輸入?yún)?shù)來(lái)進(jìn)行計(jì)算。系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)方程為

(1)

式中：M為系統(tǒng)質(zhì)量矩陣；K為系統(tǒng)剛度矩陣；{X}為剛體坐標(biāo)矢量；{F}為力矩陣。

其中，

(2)

(3)

(3)式中：

將式(1)轉(zhuǎn)換到頻域，且不考慮外力情況下：

(K-ω2M){X}={0}

(4)

將質(zhì)量矩陣(2)、剛度矩陣(3)代入(4)中，可以求解得出系統(tǒng)各階的固有頻率和振型。

當(dāng)系統(tǒng)以第j階固有頻率振動(dòng)時(shí)，第K行所分配的能量所占系統(tǒng)總能量的百分比用如下公式表示[3]：

(5)

式中：

mkl為系統(tǒng)質(zhì)量矩陣第k行、l列元素；φj為{φ}的第j個(gè)列向量；(φj)k,(φj)l分別為φj的第k及第l個(gè)元素。

根據(jù)前面的公式(4)和(5)，建立動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的模型。

2.2 仿真結(jié)果及性能提升

某車型現(xiàn)狀所采用的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)布置方式為四點(diǎn)懸置，懸置系統(tǒng)的初始設(shè)計(jì)剛度如表2所示。

表2 某車型動(dòng)總懸置系統(tǒng)初始剛度

首先，利用Nastran軟件建立懸置系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型，對(duì)模型作如下簡(jiǎn)化：動(dòng)力總成簡(jiǎn)化為剛體，通過(guò)具有3向剛度的Bushing(襯套)彈性連接在固定基礎(chǔ)上[4]；然后通過(guò)SOL103分析模塊進(jìn)行仿真計(jì)算，通過(guò)卡片設(shè)置，控制輸出選項(xiàng)，得到懸置系統(tǒng)的固有頻率及懸置系統(tǒng)的能量分布矩陣，如表3所示；動(dòng)總懸置系統(tǒng)左右懸置彈性中心點(diǎn)及動(dòng)總質(zhì)心到TRA軸距離如圖1所示。

表3 現(xiàn)狀動(dòng)總懸置系統(tǒng)解耦結(jié)果

從分析結(jié)果來(lái)看，現(xiàn)狀的動(dòng)力總成懸置設(shè)計(jì)方式存在一系列問(wèn)題，重點(diǎn)關(guān)注的Bounce模態(tài)為系統(tǒng)的第二階模態(tài)，該階模態(tài)解耦率偏低，低于目標(biāo)要求的85%，也就是說(shuō)現(xiàn)狀的動(dòng)總懸置在Z向振動(dòng)時(shí)，會(huì)與其它方向的振動(dòng)發(fā)生耦合，第六階模態(tài)為發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸轉(zhuǎn)動(dòng)方向的剛體模態(tài)，該階模態(tài)解耦頻率偏高，遠(yuǎn)離7-12Hz的目標(biāo)要求，不利于動(dòng)總系統(tǒng)振動(dòng)的衰減，隔振能力偏差。

如圖1，左右懸置彈性中心點(diǎn)連線與TRA不重合，特別是左懸置彈性中心偏離TRA軸34mm。從理論上講，如果懸置系統(tǒng)的彈性中心連線能夠與發(fā)動(dòng)機(jī)總成的質(zhì)心重合，動(dòng)總懸置系統(tǒng)在六個(gè)方向的振動(dòng)可以完全解耦，但由于受整車布置的限制，懸置系統(tǒng)的彈性中心連線與TRA軸距離越近越好[3-4]。

圖1 現(xiàn)狀懸置系統(tǒng)TRA軸

針對(duì)上述動(dòng)力總成懸置設(shè)計(jì)方式存在的一系列問(wèn)題，同時(shí)考慮到整車設(shè)計(jì)成本方面的因素，通過(guò)仿真優(yōu)化，將現(xiàn)狀動(dòng)總懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)方案的四點(diǎn)懸置更改為三點(diǎn)懸置支撐方式，同時(shí)結(jié)合整車布置空間，將左懸置彈性中心點(diǎn)位置向整車X向移動(dòng)25mm，從而減小左右懸置彈性中心點(diǎn)的連線與TRA軸的距離。然后，在調(diào)整布置位置的基礎(chǔ)上，對(duì)三點(diǎn)懸置系統(tǒng)的剛度進(jìn)行解耦優(yōu)化，優(yōu)化后的懸置系統(tǒng)剛度，見(jiàn)表4，對(duì)應(yīng)方案的能量解耦結(jié)果，見(jiàn)表5。優(yōu)化后動(dòng)總懸置系統(tǒng)在Z向和Ry方向的振動(dòng)能量均大幅提高，到達(dá)了96.99%和93.41%，并且Ry方向的模態(tài)頻率由原來(lái)的17Hz降低為11.74Hz，不僅可以滿足設(shè)計(jì)的目標(biāo)要求，也可以遠(yuǎn)離發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)頻率，提升系統(tǒng)的隔振性能[5-9]。

表4 優(yōu)化后動(dòng)總懸置系統(tǒng)剛度值

表5 優(yōu)化后動(dòng)總懸置系統(tǒng)解耦結(jié)果

2.3 測(cè)試結(jié)果及方案驗(yàn)證

為驗(yàn)證仿真優(yōu)化結(jié)果，對(duì)整車NVH性能的影響情況，采用客戶在使用車輛過(guò)程中，常關(guān)注的怠速、加速、啟動(dòng)、熄火工況分別測(cè)試動(dòng)總懸置系統(tǒng)在初始狀態(tài)(Baseline)及優(yōu)化方案(三點(diǎn)懸置+左懸置移動(dòng)25mm)狀態(tài)下的整車NVH性能，其中怠速工況考慮AC ON及AC OFF兩種工況。

測(cè)試的數(shù)據(jù)包括振動(dòng)和噪聲兩部分，其中，噪聲測(cè)試位置為駕駛員左耳(DLE)與后排右側(cè)乘客右耳(RRR)；振動(dòng)測(cè)試為方向盤(pán)(SW)比較惡劣的12點(diǎn)位置、駕駛員座椅(Seat)及前地板駕駛員腳踏位置(Floor)。由于篇幅限制，僅給出部分測(cè)試數(shù)據(jù)。

駕駛員左耳位置在怠速(AC ON及AC OFF)工況下的聲壓響應(yīng)曲線如圖2所示，所對(duì)應(yīng)的聲壓級(jí)大小對(duì)比如圖3所示。由測(cè)試結(jié)果可以看出，AC off工況，優(yōu)化方案較初始方案，測(cè)點(diǎn)DLE車內(nèi)噪聲值分別降低了0.9dB(A)，測(cè)點(diǎn)DLE車內(nèi)噪聲值分別降低了0.9dB(A)，RRR車內(nèi)噪聲值降低了0.4dB(A)；AC on工況，測(cè)點(diǎn)DLE車內(nèi)噪聲值，優(yōu)化方案較初始方案，降低了2.1dB(A)，RRR車內(nèi)噪聲值，狀優(yōu)化方案較初始方案，降低了0.1dB(A)。

圖2 怠速(AC ON及AC OFF)工況聲壓響應(yīng)曲線

圖3 怠速(AC ON及AC OFF)工況聲壓級(jí)大小對(duì)比

方向盤(pán)(SW)12點(diǎn)位置、駕駛員座椅(Seat)及前地板駕駛員腳踏位置(Floor)在AC off工況下的振動(dòng)大小對(duì)比如圖4所示。由測(cè)試結(jié)果可以看出，除了地板關(guān)注位置的Y向振動(dòng)大小稍微變差外，增加了0.001g，其余關(guān)注位置方向的振動(dòng)大小均有所減小，其中方向盤(pán)12點(diǎn)位置的振動(dòng)大小RMS值減小0.02g，座椅導(dǎo)軌位置RMS減小0.002g，駕駛員腳踏地板位置振動(dòng)大小RMS值減小0.001g。

圖4 怠速(AC OFF)工況關(guān)注點(diǎn)振動(dòng)大小對(duì)比

駕駛員左耳位置在加速工況下，DLE位置的聲壓響應(yīng)曲線如圖5所示。由測(cè)試結(jié)果可以看出，雖然發(fā)動(dòng)機(jī)在1876rpm時(shí)，優(yōu)化方案較初始方案，DLE位置的聲壓大小，有所增加，增加了1.38dBA，但從整個(gè)加速過(guò)程中來(lái)看，優(yōu)化方案的車內(nèi)聲壓級(jí)是優(yōu)于初始方案，特別是在常用的轉(zhuǎn)速2500rpm-3500rpm范圍內(nèi)。

圖5 加速工況下的DLE位置聲壓響應(yīng)曲線

方向盤(pán)(SW)12點(diǎn)位置、駕駛員座椅(Seat)及前地板駕駛員腳踏位置(Floor)在啟動(dòng)&熄火工況下的振動(dòng)大小對(duì)比如圖6所示。由測(cè)試結(jié)果可以看出，發(fā)動(dòng)機(jī)啟動(dòng)工況，方向盤(pán)振動(dòng)，優(yōu)化方案較初始方案降低了0.3g，座椅導(dǎo)軌振動(dòng)，優(yōu)化方案較初始方案增大了0.02g；發(fā)動(dòng)機(jī)熄火工況，方向盤(pán)振動(dòng)，優(yōu)化方案較初始方案，降低了0.17g，座椅導(dǎo)軌振動(dòng)，優(yōu)化方案較初始方案，降低了0.02g。

圖6 啟動(dòng)&熄火工況關(guān)注點(diǎn)振動(dòng)大小對(duì)比

通過(guò)對(duì)比上述工況的測(cè)試結(jié)果，總體而言，優(yōu)化方案較初始方案，駕駛艙內(nèi)關(guān)注位置的振動(dòng)及噪聲大小均提升明顯，同時(shí)，初始方案為四點(diǎn)懸置設(shè)計(jì)，優(yōu)化方案為三點(diǎn)懸置設(shè)計(jì)，因此，在提升性能的同時(shí)，也降低了整車的設(shè)計(jì)成本。此外，通過(guò)對(duì)優(yōu)化后的車輛，再次進(jìn)行主觀評(píng)價(jià)，評(píng)價(jià)測(cè)試分值也均得到了提升，見(jiàn)表6。

表6 優(yōu)化后主觀評(píng)價(jià)提升目標(biāo)

3 結(jié) 語(yǔ)

通過(guò)仿真優(yōu)化及測(cè)試相結(jié)合的手段，對(duì)動(dòng)力總成懸置設(shè)計(jì)對(duì)整車NVH性能的影響情況進(jìn)行研究。通過(guò)優(yōu)化動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)，不僅降低了設(shè)計(jì)成本，而且提升了整車的NVH性能，提升了車輛的主觀評(píng)價(jià)。從而可以看出，動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)，對(duì)于整車NVH性能的重要性，在后續(xù)的車輛開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)過(guò)程中，應(yīng)當(dāng)給予重點(diǎn)考慮，從而減少后續(xù)的調(diào)教、改動(dòng)、優(yōu)化成本。