蔣斌文，張偉松，李 聰，覃 臻

(上汽通用五菱汽車股份有限公司技術(shù)中心，廣西 柳州 545007)

0 引言

針對(duì)某款車型在倒檔工況中駕駛室內(nèi)存在的嘯叫問題，根據(jù)LMS特征測(cè)試方法對(duì)嘯叫頻率及階次進(jìn)行識(shí)別，發(fā)現(xiàn)懸置支架一階模態(tài)與其存在較大關(guān)聯(lián)，然后利用有限元方法對(duì)懸置支架分析及改進(jìn)，試驗(yàn)和仿真的結(jié)合有效地改善了該嘯叫問題。

1 問題分析

1.1 振動(dòng)噪聲測(cè)試

某車型倒檔工況下，車速為5～7 km/h時(shí)嘯叫噪聲明顯，運(yùn)用LMS測(cè)試系統(tǒng)對(duì)駕駛員右耳噪聲、變速器懸置支架模態(tài)測(cè)試。發(fā)現(xiàn)該嘯叫聲主要表現(xiàn)為99階(跟蹤TC轉(zhuǎn)速)，車內(nèi)噪聲545～585 Hz頻段內(nèi)存在共振帶(圖1)，與變速器懸置主動(dòng)端支架一階頻率(圖2)588接近。

在變速器懸置支架上加質(zhì)量塊后，車內(nèi)噪聲545～585 Hz頻段的共振帶消失(圖1)，嘯叫聲降低。因此可以確定CVT變速箱噪聲在變速器懸置支架被放大，傳遞到駕駛室，引起嘯叫聲。

1.2 懸置支架模態(tài)分析

對(duì)原方案的懸置支架進(jìn)行模態(tài)分析，計(jì)算其一階模態(tài)，支架的CAE模型及計(jì)算結(jié)果見圖3。

由理論分析結(jié)果可知，該支架的一階模態(tài)頻率為590 Hz，與車內(nèi)的嘯叫聲頻率基本一致，進(jìn)一步驗(yàn)證了嘯叫聲是由于懸置支架的一階模態(tài)頻率引起。因此，有必要對(duì)該懸置支架的一階模態(tài)頻率進(jìn)行優(yōu)化。

2 懸置支架優(yōu)化

2.1 懸置支架作用及原理

懸置系統(tǒng)通常由車身側(cè)支架-懸置本體-動(dòng)力總成側(cè)支架組成一側(cè)懸置，再由多個(gè)懸置組成懸置系統(tǒng)。懸置支架作為連接動(dòng)力總成與車身的橋梁，是振動(dòng)的傳遞路徑[1-2]，其動(dòng)態(tài)特性對(duì)整車振動(dòng)與噪聲有較大影響[3]，隔振系統(tǒng)的剛度不僅是懸置橡膠的剛度，而是車身側(cè)支架-懸置本體-動(dòng)力總成側(cè)支架三者串聯(lián)的剛度，如圖4。

懸置剛度可以表示如式(1)：

(1)

式中：KPT(ω)為動(dòng)力總成支架的動(dòng)剛度；KM(ω)為懸置橡膠動(dòng)剛度；KB(ω)為車身側(cè)支架動(dòng)剛度。理想狀態(tài)下懸置支架剛度是無限大的，這樣隔振原件就是懸置本體；當(dāng)懸置支架剛度不足時(shí)，模態(tài)較低時(shí)，會(huì)引起支架共振，振動(dòng)噪聲放大，影響NVH性能。

2.2 懸置支架拓?fù)鋬?yōu)化

使用Hypermesh軟件建立有限元模型，采用四面體網(wǎng)格對(duì)懸置支架建模。在施加約束的安裝點(diǎn)及懸置彈性中心點(diǎn)用RB2單元耦合到支架上，材料見表1。

表1 支架材料屬性

考慮到懸置本體對(duì)模態(tài)計(jì)算影響，彈性中心點(diǎn)施加鋼套及懸置橡膠質(zhì)量一半169 g，用masses單元模擬。

整個(gè)動(dòng)力總成運(yùn)用4個(gè)CBUSH彈簧單元模擬懸置支架接口剛度，一端與懸置支架螺栓安裝孔耦合點(diǎn)連接，另一端完全約束彈簧單元?jiǎng)偠?表2)。

表2 CBUSH單元?jiǎng)偠戎?/p>

設(shè)置支架的設(shè)計(jì)及非設(shè)計(jì)區(qū)域，定義螺栓的安裝區(qū)域及支架與懸置的連接區(qū)域?yàn)榉窃O(shè)計(jì)區(qū)域，其余部分為設(shè)計(jì)區(qū)域，設(shè)計(jì)區(qū)域拔模方向-Z向，見圖5。設(shè)置模態(tài)頻率和體積分?jǐn)?shù)為優(yōu)化的響應(yīng)，并將支架的一階模態(tài)頻率最大設(shè)置為優(yōu)化目標(biāo)。

設(shè)置完成后，使用Hypermesh 軟件內(nèi)的Optistruct模塊進(jìn)行優(yōu)化，優(yōu)化結(jié)果如圖6所示。

根據(jù)拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果同時(shí)考慮支架強(qiáng)度，運(yùn)用3D軟件UG對(duì)支架進(jìn)行建模。優(yōu)化后的新結(jié)構(gòu)及模態(tài)分析結(jié)果如圖7所示，優(yōu)化后懸置支架的模態(tài)提升至741 Hz。

對(duì)優(yōu)化后的支架進(jìn)行強(qiáng)度分析，在Vertical down & lateral right loading、Forward rockcycle/snap-cluth torque極限工況下，除螺栓安裝孔位置外，極限工況下支架的其余部分所受應(yīng)力均不大于160 MPa，支架強(qiáng)度滿足要求，如圖8所示。

3 優(yōu)化方案驗(yàn)證

3.1 優(yōu)化方案樣件制作及測(cè)試

為了快速響應(yīng)，問題高效解決，優(yōu)化方案采用機(jī)加工方式制作快速樣件裝車驗(yàn)證，對(duì)左懸置主動(dòng)端支架進(jìn)行傳函測(cè)試，計(jì)算其頻響函數(shù)[4](圖9)，模態(tài)結(jié)果為850 Hz。車內(nèi)噪聲測(cè)試結(jié)果見圖10。

3.2 優(yōu)化方案測(cè)試結(jié)果分析

變速器懸置支架采用優(yōu)化方案后，在545～587 Hz頻段內(nèi)，駕駛員右耳處的99階次聲壓降低約4 dB(A)；峰值位于545 Hz處，該處峰值降低約5.52dB(A)，如表3所示，倒檔嘯叫聲改善明顯。

表3 駕駛員右耳噪聲對(duì)比

4 結(jié)論

變速器懸置支架優(yōu)化后的測(cè)試模態(tài)為850 Hz，計(jì)算模態(tài)只有741 Hz，原因主要是分析方法、零件加工偏差以及測(cè)試誤差產(chǎn)生的，整個(gè)模態(tài)優(yōu)化過程可以參考借鑒。在NVH調(diào)試過程中，通過優(yōu)化懸置支架模態(tài)頻率，改善駕駛室內(nèi)嘯叫聲。在今后懸置支架的設(shè)計(jì)中考慮避開動(dòng)力總成振動(dòng)噪聲的頻率范圍，可以有效改善整車NVH性能。