基于發動機懸置動剛度分析的車內降噪研究

陳 秀，譚 偉，王 彥，寇宇橋

（東風汽車股份有限公司商品研發院，武漢 430057）

隨著人們生活水平的提高，人們環保意識在加強，對汽車噪聲水平和乘坐舒適性的要求也越來越高。與此同時，各國對限制汽車噪聲的要求也越來越嚴格。近年來，車內噪聲技術得到廣泛而深入的研究。汽車振動和噪聲主要來源于發動機、風、車輪和路面等。其中，發動機引起的汽車振動和車內噪聲一直是研究的重點［1］。發動機引起的車內噪聲主要由空氣噪聲和結構噪聲組成。隨著汽車噪聲控制技術的發展，空氣噪聲通過對車身板件和內部零件聲學處理得到了很好的控制［2］。結構噪聲由于工況多變性，力傳輸路徑的復雜性，力的幅值隨頻率瞬時變化而難于控制。解決由結構噪聲引起的車內噪聲的關鍵是識別噪聲源，解析噪聲源到響應點的傳遞路徑，以及獲得各傳遞路徑對車內噪聲的貢獻量。雖然通過試驗測試手段可以很好的得到各個傳遞路徑對車內噪聲的貢獻，但是針對噪聲問題的解決，試驗手段不能有效地評價結構參數改變對設計方案的影響。有限元分析技術可以有效的分析結構各個參數對設計方案的影響，并且能通過優化技術得到較優的合理解決方案。

針對某微型客車在行駛過程中車內產生共鳴聲及車身有很強的抖動現象。本文采用有限元技術對該發動機右懸置進行動剛度分析，通過結構參數敏感性分析和考慮裝配及焊接工藝等因素提出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，車內噪聲明顯降低。

1 動力總成懸置系統剛度匹配原則

在車內結構噪聲眾多傳遞路徑中，動力總成懸置系統對車內噪聲貢獻起著較為主要的作用。圖1所示為動力總成懸置系統車內結構噪聲傳遞路徑模型［3］。圖中的ae和av分別是橡膠減振塊發動機端和車身端的加速度。橡膠減振塊的隔振率可以用av與ae之間的比值表示。av的大小不僅取決于橡膠減振塊的動剛度，還取決于車身端支架及支架與車身連接處的局部動剛度。因此，圖1所示傳遞路徑的總動剛度取決于三個方面的動剛度，即橡膠減振塊動剛度、車身端支架動剛度和支架與車身連接處的動剛度。

圖2所示為動力總成右懸置系統剛度模型。為了考慮車身端支架與車身連接處的局部動剛度，在建立車身端支架模型時考慮與其連接的部分縱梁和地板。發動機端支架—橡膠減振塊—車身端支架、部分縱梁和部分地板組成一個類似于彈簧的串聯模型。

動力總成懸置系統總動剛度可由式（1）計算得到：

式中：K（ω）為動力總成懸置系統的總動剛度；KE（ω）為發動機端支架的動剛度；KI（ω）為橡膠減振塊的動剛度；KV（ω）為車身端支架與部分縱梁、地板連接在一起的動剛度。

由式（1）可知，動力總成懸置系統的隔振效果取決于其系統的剛度分配。如果橡膠兩邊支架的動剛度趨于無窮時，動力總成懸置系統總動剛度等于橡膠減振塊的動剛度。但是當支架的剛度比較低時，系統實際的動剛度比期望的動剛度低，即系統的動剛度比橡膠減振塊的動剛度低，這樣就達不到設計的隔振效果。支架動剛度不足會引起局部結構共振，甚至將結構噪聲傳遞到車廂內。為了達到良好的隔振效果，支架的動剛度必須要比橡膠減振塊的剛度大到一定程度。通常遵循兩個標準，標準一是支架的最低頻率應該在500 Hz以上，標準二是支架或車身動剛度應該是橡膠軟墊的6～10倍以上［4］。

2 右懸置支架模態及動剛度分析

本文所指的動力總成是典型的縱置后驅系統，懸置布局為左、右及后懸置三點支撐。NVH測試結果顯示，發動機右懸置支架Z向動剛度偏低。本文旨在通過提高右懸置系統的Z向動剛度來改善車內噪聲。為了方便，后文中提到的右懸置動剛度指的是KV（ω），右懸置模型指的是車身端支架與部分縱梁、地板連接在一起組成的模型，如圖3所示。

采用HyperWorks軟件對車身端支架進行自由模態計算。第一階自由模態形狀如圖4所示。車身端支架第一階模態頻率為559.3 Hz，與測試得到的車身端支架第一階模態頻率559.7 Hz相一致，這證明了有限元模型的準確性。車身端支架第一階自由模態大于500 Hz，滿足動力總成懸置系統剛度匹配標準一。對右懸置模型動剛度分析計算結果如圖5所示，右懸置Z向動剛度遠小于目標值，不滿足動力總成懸置系統剛度匹配標準二。

3 右懸置動剛度敏感性分析

為了提高右懸置Z向的動剛度，本文基于原方案對Z向動剛度進行結構參數敏感性分析，結果如圖6所示，由圖可知，方案5滿足動剛度要求。基于方案5，并考慮裝車工藝對右懸置進行動剛度分析，結果如圖7所示。方案f05滿足動剛度要求，同時也考慮了裝配與焊接工藝等因素，是一個可行的方案。

4 試驗驗證右懸置優化方案

方案f05對應的右懸置有限元模型如圖8所示。方案f05實車安裝如圖9所示。

將麥克風置于駕駛員右耳的位置，定置發動機掃描車內噪聲試驗結果如圖10所示。試驗結果表明在發動機轉速為2 000 r/min以前，改裝前后車內噪聲差別不大，從2 000 r/min到4 400 r/min，改裝后車內噪聲明顯有改善。其中在發動機轉速為3 315 r/min時車內噪聲降了4.3 dB，3 671 r/min時降了10 dB，3860 r/min時降了4.5 dB。車身抖動亦有明顯的減弱。采用改進方案后，該微型車在行駛過程中車內噪聲和振動主觀感覺亦有明顯改善。

5 結論

本文基于有限元技術，對某微型車右懸置車身端支架進行模態分析，對右懸置模型進行動剛度分析。基于仿真分析結果，最終提出右懸置優化方案。車內噪聲測試結果表明該優化方案能夠有效改善車內噪聲，驗證了仿真分析及優化方案的有效性。

1）有限元分析技術能有效的分析結構各個參數對設計方案的影響，并且能通過優化技術得到較優的合理解決方案。

2）基于動力總成懸置系統剛度匹配原則優化右懸置模型動剛度，能有效改善車內噪聲。

3）將微型客車改裝成方案f05后，發動機在3 315 r/min時車內噪聲降了4.3 dB，3 671 r/min時降了10 dB，3 860 r/min時降了4.5 dB，解決了該車型在3 000 r/min到4 000 r/min的噪聲問題。

［1］張立軍，靳曉雄，余卓，平周鉉.轎車車內噪聲控制方法研究［J］.汽車工程，2002，24(1):15－19.

［2］Rong Guo，Shan Qiu，Qin－lin Yu，Hong Zhou and Li－jun Zhang.Transfer path analysis and control of vehicle structure－borne noise induced by the powertrain［C］.Journal of Automobile Engineering，2012.

［3］Norbert W.Alt，Norbert Wiehagen and Michael W.Schlitzer.Interior Noise Simulation for Improved Vehicle Sound［C］.Society of Automotive Engineers，Inc.2001，01：1539.

［4］龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動理論與應用［M］.北京:北京理工大學出版社，2006.