某乘用车动力总成悬置的NVH性能分析与优化

摘要：针对某乘用车在2档节气门全开工况下车内噪声过大的问题，应用LMS 测试系统对汽车动力总成的悬置系统进行噪声振动测试和模态试验，通过对测试结果的分析，找到引发车内噪声过大的共振频率；应用有限元分析软件模拟后拉杆悬置实际工况和边界条件并仿真，通过对比分析测试试验和仿真分析结果，发现悬置隔振量小于20dB，不满足设计要求；通过在后拉杆悬置增加质量块与调整橡胶刚度，解决了后拉杆悬置共振与隔振量不足问题。测试结果表明，优化后的动力总成悬置系统明显降低了车内噪声与振动。

关键词：动力总成；NVH；模态试验；橡胶刚度；隔振量

1 引言车内的振动主要由路面激励和发动机自身的激励所引起，近年来随着我国公路质量的明显改善，由路面激励引起的整车问题逐渐减少，而发动机自身激励引起的振动问题更加凸显[1]。动力总成悬置系统是发动机振动传递的必经路径，因此动力总成悬置系统的优劣直接影响了整车NVH性能[2]。国内某些学者通过提高后拉杆悬置支架刚度避开共振模态频率，取得了明显的效果[3]；少部分学者通过调整橡胶结构参数优化动力总成悬置系统的隔振特性，改善噪声与振动向车内的辐射[4]；另一些学者通过优化部分车身结构的刚度提高模态频率和调整悬置橡的胶刚度提高隔振量，并取得了显著效果，提高了整车NVH性能[5]。很少有考虑通过在模态振型较大的方向增加质量块，有效抑制振型并避开共振频率。研究对象为国内某5座中型SUV，针对该车在2档节气门全开（Wide Open Throttle，WOT）工况下存在的问题，综合分析测试结果与仿真结果，通过在动力总成后拉杆悬置模态振型大的位置增加质量块来抑制振型，避开共振带；通过调整后悬置橡胶参数，改变橡胶刚度。采用上述措施来改善质量测评中存在的问题，提升NVH性能。

2 试验测试与分析

2.1 噪声振动测试为解决某车车内噪声振动过大的问题，采用LMS 测试系统对该车进行振动、噪声测试。该车搭载1.5T四冲程发动机，工况为2档WOT，车辆半载，平直干燥沥青路面。麦克风布置在副驾驶右耳，在左右悬置、后拉杆悬置的主动端和被动端分别布置一个PCB三向加速度传感器。测试结果，如图1所示。结果图1（a）显示发动机转速在1524r/min、1960r/min、2341r/min、3242r/min附近峰值较明显，最大声压级达到74dB；通过对比发动机二阶次与四阶次噪声曲线与车内噪声曲线可以得知，噪声峰值多为发动机二阶次贡献；由图1（b）的车内噪声Colormap图可以看出，车内噪声在192.4Hz和370Hz附件存在明显的共振带。

通过主动端减去被动端的振动量发现后拉杆悬置隔振量小，具体数据，如图1（c）所示。X、Z向在（2100～5000）r/min范围内隔振量小于20dB；Y向的隔振量在3000r/min以内都小于20dB，测试结果表明后拉杆悬置隔振量不满足设计要求。2.2 模态试验为寻找动力总成相关子系统模态频率是否与车内噪声频率发生共振，对动力总成相关子系统进行模态测试，模态试验采用LMS测试系统中的Impact Testing模块进行信号采集，在左右悬置、后拉杆悬置等相关子系统上布置合适的测试点，并粘贴PCB三向加速度传感器。为保证结果准确性，该模态试验测试部件在整车实际安装情况下进行。经测试，发现后拉杆悬置的二阶194.2Hz模态频率与车内噪声的192.4Hz共振带相吻合，该模态频率下很可能会产生共振，加剧车内噪声，故需要关注192.4Hz附近的模态频率。具体测试数据，如表1所示。

2.3 后拉杆悬置刚度试验为验证悬置隔振率不足是否由橡胶刚度过大所导致，对橡胶块进行轴向（Z向）静刚度试验。固定后拉杆支架位置，橡胶块一端加载向下的力，橡胶块受力发生变形，此时位移传感器和力传感器分别实时采集橡胶块变形过程的力和位移，根据测得数据计算出轴向静刚度，同方法测试X、Y向静刚度。刚度测试结果，如表2所示。

通过分析后拉杆悬置振动噪声测试数据和橡胶块静刚度测试数据，认为后拉杆悬置隔振量不足是由橡胶块静刚度过大导致。3 悬置隔振量计算理论设计动力总成悬置时，根据悬置的结构形式来调整橡胶的硬度，可以获得理想的刚度特性，以满足隔振率要求[6]。悬置的隔振效果通常用振动传递率T来度量：

式中：T—悬置振动传递率；Ft—悬置隔振传递的力的幅值；F0—施加于悬置上的外激励力幅值；λ—频率比；ζ—阻尼比。悬置的传递率越小，代表悬置系统隔振效果越好，由公式可知，悬置的传递率与悬置橡胶的刚度、阻尼、结构相关。但是在工程实际当中，通常用隔振量来表示悬置系统的优劣，隔振量是指主动端与被动端振动加速度级，与隔振传递率不同的是，隔振量越大，表明悬置隔振情况越好[7]。公式表示如下：

式中：a0—主动端振动加速度；at—被动端的振动加速度。4 后拉杆悬置有限元仿真分析在后拉杆悬置CATIA 模型的基础上，利用Hypermesh 对后拉杆进行网格划分，采用六面体单元划分网格，因零件相对较小，为尽可能提高计算精度，单元尺寸设定为3mm，螺栓连接均采用RBE2，部件之间网格节点共用，网格划分完成后共得到63563个节点、136386个单元，然后保存为inp 文件并导入ABAQUS，定义材料属性，模拟实际工况和边界条件，定义主动端和被动端的加速度为输出并仿真计算，得到仿真结果云图，如图2所示。将主被动端加速度仿真数据代入式（2），得到后拉杆悬置隔振量，如图3所示。后拉杆悬置在（0～250）Hz范围内，X方向的隔振量都在20dB 以下，Y、Z 方向在整个关注频率范围内都小于20dB，尤其是在225Hz的时候，Z 向隔振量只有10dB左右，仿真结果与试验测试结果基本吻合。结果证明后拉杆悬置隔振量不满足设计要求。

5 后拉杆悬置优化5.1 后拉杆悬置结构优化文章前面在对后拉杆悬置模态测试和噪声分析中得知，后拉杆悬置在2 阶模态192.4Hz 时与车内噪声192.4Hz 的共振带相吻合，可能发生共振，通过优化结构改变这一模态频率。

式中：k—刚度；m—质量。由公式可知，当系统的结构形式一定时，固有频率只与刚度和质量有关[8]。后拉杆悬置2阶模态振型沿Y轴平动，故在Y 方向增加一质量块抑制模态振型，减小后拉杆悬置模态。以原状态后拉杆悬置模型为基础，利用有限元Hypermesh软件进行网格划分，尺寸不变，Y向增加的质量块与拉杆节点共用，模拟后拉杆悬置实际约束情况，进行模态仿真分析，其结果，如图4所示。由仿真结果可得，后拉杆悬置支架一阶模态为139.6Hz，二阶模态为167.8Hz，三阶模态为317.9Hz，增加质量块后，后拉杆悬置各阶模态都有效的避开了共振频率。

5.2 后拉杆悬置橡胶块刚度优化动力总成悬置隔振量不满足设计要求，发动机的振动噪声将通过悬置和车身辐射到车内，严重影响车内乘客舒适性[9]。通过调整橡胶的硬度，以获得理想的刚度特性，能有效的提高悬置系统的隔振效果，因此对动力总成后拉杆悬置块的刚度进行优化[10]。保证后悬置橡胶结构不变，选用不同硬度的橡胶可得到不同静刚度的悬置橡胶块，选用X向静刚度为100N/mm，Y、Z向静刚度为120N/mm 的悬置橡胶块。应用新的材料参数再次进行有限元分析，并计算出隔振量，如图5所示。仿真结果显示，X、Y、Z方向的隔振量都有所提高，并且在整个关心的频率范围内隔振量都大于20dB。

6 试验验证将优化后与原状态后拉杆悬置装车进行实车测试，采用LMS 公司的Test.Lab 测试系统的Signature Acquisition 模块采集数据，在前排副驾驶右耳布置麦克风测试布置点周围的声压级，来判定车内噪声情况；在后拉杆悬置的主动端和被动端分别布置一个PCB三向加速度传感器，用以测试车辆在加速过程中的振动特性，具体布置，如图6所示。车辆在2档WOT工况下进行测试，对采集的数据进行处理后，获得该工况下后拉杆悬置振动情况和车内噪声的结果，如图7所示。

由图6（a）、图6（b）、图6（c）结果可知，通过减小后拉杆悬置橡胶刚度，X、Y、Z 三个方向的隔振量都有所提高，并满足大于20dB的设计要求。分析图6（d）结果，优化后车内噪声在1900r/min以内变化不大，（1900～5000）r/min 范围内噪声声压级整体下降，其中在2300r/min、3200r/min 附近声压级降低明显，最高达到4.1dB。综上所述，通过在Y向增加质量块避开共振带并降低后拉杆悬置橡胶刚度提高隔振量，明显改善了车内NVH性能，与车内噪声降低情况完全相符。7 结论为解决某车在2档WOT工况下车内噪声振动大的问题，可以从提高橡胶悬置隔振量和错开子系统间模态频率两方面着手。（1）隔振方面：通过降低后拉杆悬置橡胶块刚度，提高了隔振量，满足了隔振量大于20dB的工程要求。（2）避频方面：通过在悬置二阶模态振型大的Y向增加质量块，有效避开了子系统间共振频率。试验测试表明，该方案有效的解决了该车在2档WOT工况下车内噪声大的问题。考虑工程化及成本问题，选用的优化方案较为简单便捷，为解决实际工程问题提供了一定的思路。作者：付江华，周鹏，陈哲明，陈宝作者单位：（重庆理工大学车辆工程学院，重庆401320）

来源：机械设计与制造