動力總成懸置NVH性能分析及優化

雷冰芬，房拴虎 Lei Bingfen，Fang Shuanhu

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動力總成懸置NVH性能分析及優化

雷冰芬1，房拴虎2Lei Bingfen1，Fang Shuanhu2

（1. 東風汽車股份有限公司商品研發院，湖北 武漢 430057；2. 東風汽車集團技術中心，湖北 武漢 430057）

為解決某車型發動機怠速抖動劇烈造成車身出現裂紋的問題，對動力總成懸置系統的NVH（Noise，Vibration，Harshness，噪聲、振動、聲振粗糙度）性能進行研究分析。通過建立NVH數學模型從理論上對性能進行計算和分析，并進一步利用能量解藕法原理對懸置進行優化，以提高動力總成懸置的NVH性能。整車主觀評價、客觀評價和耐久試驗表明優化后降低了整車振動，提高了乘坐舒適性，解決了車身裂紋的問題。

動力總成；懸置；NVH；振動；優化

0 引 言

動力總成懸置系統是汽車振動系統的一個重要子系統，是動力總成與車架（或承載式車身）之間的彈性連接系統，其隔振性能的優劣將直接關系到發動機的振動向車體的傳遞。現代汽車普遍使用彈性懸置系統來隔離發動機傳遞到車身的振動，以降低車內振動和噪聲。合理設計發動機懸置系統，可以減小由動力總成傳遞到車身的激振力，并降低由此激發的車身和底盤相關零部件的振動和噪聲。如果設計不合理，其產生的振動和噪聲得不到好的控制，會損壞汽車零部件，縮短汽車的使用壽命。因此，對動力總成懸置系統的研究是整車減振降噪中一個不可忽視的環節。

1 動力總成懸置設計的隔振機理

1.1 頻響特性

目前懸置設計的優劣廣泛采用振動傳遞率（或隔振率）來評價，幅頻響應曲線如圖1所示，表明頻率比與振動傳遞率之間的關系，這是減振原理中重要的依據。

頻率比與振動傳遞率之間的關系為

式中，f為頻率比，指強制振動的頻率與自振頻率之比；為阻尼比。

1.2 共 振

由圖1幅頻響應特性曲線[1]可知，頻率比由小增大，振動傳遞率迅速上升，頻率比接近1，即外激振動頻率接近自振頻率時，輸出振幅出現最高峰，出現共振。

圖1 不同阻尼系數下幅頻響應曲線

1.3 隔 振

普通橡膠懸置軟墊的系統阻尼一般很小，可不予考慮，即認為=0，此時振動傳遞率簡化為

由此可知，頻率比越大，隔振效果越好，但頻率比大于5后，隔振效果提高不明顯。

2 動力總成懸置系統理論設計

2.1 結構布置

某款車型匹配前置前驅四點懸置動力總成，在整車上的布置如圖2所示，懸置系統的布置[2]原則如下：

1）左、右2個懸置應布置在扭矩軸上，并完全承受動力總成的質量；

2）前、后2個懸置承受動力總成的偏轉力矩，且布置高度應與動力總成質心高度相同。

2.2 主慣性軸及轉矩軸的計算

在動力總成上建立坐標系，為發動機質心，軸平行于發動機曲軸軸線，軸過質心遵循右手規則，軸過質心垂直缸體向上。一般來說，扭矩軸線通過質心，但比主慣性軸略低一些，其與曲軸的夾角可根據經驗計算公式（3）求得。一般動力總成曲軸、扭矩軸、主慣性軸之間的關系如圖3所示。

式中，為扭矩軸與主慣性軸的夾角；為主慣性軸與曲軸的夾角；I為軸的主慣性矩；I為軸的主慣性矩。

圖3 曲軸、扭矩軸、主慣性軸關系圖

發動機在坐標系中的質量及慣性積見表1。

表1 質量及慣性參數

根據表1構造慣性矩陣，進而求出各方向最小轉動慣量及方向余弦矩陣。

在CATIA中利用做圖的方式找出3個主慣性軸，進一步求得扭矩軸的方向余弦，分別為0.241、0.013、0.004，根據扭矩軸設計各懸置點的位置。

2.3 動力總成懸置系統設計及優化分析

動力總成懸置系統設計時，要使動力總成固有頻率和解耦率得到合理分布，需要設計較小的動靜剛度；要在汽車的所有行駛工況下控制發動機的位移，需要設計較大的靜剛度；某款車型懸置系統設計的解耦目標及空間極限位移見表2。

表2 懸置系統設計目標

2.4 懸置系統參數設計及解耦分析

懸置為平置式布置，要實現振動解耦，一是調整重心的位置，二是調整懸置軟墊的剛度。通過分析、計算詳細設計了動力總成在整車上的布置位置，通過調整軟墊的剛度達到解耦的目的。利用ADAMS計算靜載時懸置系統的受力，結合懸置軟墊壓縮量限制（≤6 mm）估算懸置軟墊剛度，輸入參數見表3，將參數輸入動力總成計算系統進行CAE計算，解耦結果見表4。

表3 發動機質心及懸置軟墊位置

表4 懸置系統解耦結果 %

按照四點懸置的設計原則，靜載時前懸置不受力，預載受力及位移校核計算結果見表5。動力總成位移見表6。

表5 懸置軟墊三向靜載力及位移

表6 動力總成位移

由以上解耦結果可知，主方向上的頻率、解耦率、動力總成位移在理論上可以滿足使用要求。

2.5 計算結論

按照動力總成懸置系統的功能要求和設計原則，結合動力總成的振動特性，依據懸置系統的隔振機理，通過對某款車型動力總成懸置進行理論分析和優化設計可得出結論：

1）通過應用能量解耦對懸置系統進行優化，最大解耦率達到97.197%，且各階能量解耦程度均在76%以上，基本實現了系統解耦；

2）通過各極限工況的校核計算，動力總成質心位移和轉角最大為10.36 mm和3.14°，滿足設計目標在15 mm和3.5°范圍內的要求，實現了懸置系統具有控制動力總成相對運動和位移的功能。

3 動力總成懸置系統試驗驗證

研究對象需驗證的問題是解析熱機狀態動力總成怠速抖動問題及對轉向盤、座椅振動的影響情況，并對優化后的狀態進行測試對比，判斷解決問題的效果，對車輛在各種工況下進行位移判斷測試，以及整車10萬km耐久試驗，驗證懸置系統零件的耐久性及可靠性。

3.1 設計試驗驗證工況

車輛運行30 min保證熱機狀態進行測試：怠速下，測試P擋、R擋、N擋和D擋，手剎制動，測試周期為30 s；原地升速下，測試P擋，轉速從怠速至5 000 r/min。

3.2 測試點布置及說明

1）參考坐標：前、后、左、右、駕駛員座椅加速度傳感器方向定義選擇與整車坐標方向一致。

2）測點布置位置：前懸置加速度傳感器布置在發動機側的支架和過渡梁上；后懸置布置在發動機側的支架和副車架支架上；左、右懸置分別布置在懸置軟墊兩側的發動機和車身支架上；轉向盤測量加速度傳感器布置在最上方；駕駛員座椅測量加速度傳感器布置在右側導軌上。

3.3 試驗結果及分析

根據試驗的目的，對動力總成懸置進行怠速和升速振動測試，并檢測怠速時轉向盤的模態以及其和駕駛員座椅的振動情況。

3.3.1 怠速狀態

在怠速狀態下對優化前、后懸置隔振效果進行對比分析，后懸置優化前、后隔振效果明顯，各方向隔振量均大于15 Hz，左、右懸置由結構決定，在方向上隔振量小，但振動本身不大，前懸置優化前、后各方向隔振差，特別是優化前在方向存在著振動放大的情況，優化后明顯改善，隔振量見表7。

表7 隔振量對比 dB

續表7 dB

優化前優化后隔振量變化 前X5.621.215.6 Y7.616.89.2 Z0 10.910.9 后X18.826.88.0 Y17.922.44.5 Z26.123.2-2.9

轉向盤及座椅優化[3]前、后振動加速度見表8。

表8 振動加速度 m/s2

3.3.2 原地升速懸置系統隔振測試

車輛處于靜止狀態，將發動機轉速由怠速提高至5 000 r/min，關注優化后對前懸置隔振效果不佳引起振動放大問題的改善情況，優化后前懸置、、頻譜如圖4～6所示，通過對前懸置升速頻譜圖進行分析，未發現系統中存在共振現象，當發動機轉速在4 400 r/min附近時，振動相對大些，但實際中此轉速應用范圍很小，此處稍有振動可以忽略，因此優化工作總體上效果明顯。

圖4 X向頻譜圖

圖5 Y向頻譜圖

圖6 Z向頻譜圖

4 總 結

發動機懸置系統的合理匹配對降低汽車整車振動、提高乘坐舒適性有著重要作用。在總結國內外大量文獻的基礎上，對某款車型發動機懸置系統采用理論和試驗相結合的方法進行隔振性能的研究。

為了解決工程實際問題，以某車型存在的懸置系統NVH問題為例，從理論上進行整體布置、系統計算校核、優化方案對比，并進行大量的試驗數據分析，解決目前公司某車型中存在的車輛怠速抖動、高速振動大、零部件耐久損壞等嚴重問題，具有實際意義。研究結果不僅解決了公司某車型存在的懸置系統NVH問題，而且縮短了整車開發周期，該車型自上市以來，其NVH性能贏得市場的一致好評，年產量突破20 000臺，在國內市場銷量位居前列，成為公司整體利潤增長點之一。

為動力總成懸置系統NVH性能研究提供一種解決問題的思路和方法，為產品的開發和測試提供一套有效的參考數據，對今后同類設計具有一定的參考價值。懸置NVH問題近年來越來越被業內重視，隨著技術水平的提高和CAE分析的專業化，振動系統的研究更趨完善，整車懸置系統NVH性能將會躍上一個新的臺階。

[1]上官文斌，蔣學鋒.發動機懸置系統的優化設計[J]. 汽車工程，1992（2）：103-110.

[2]《汽車工程手冊》編輯委員會.汽車工程手冊：設計篇[M].北京：人民交通出版社，2001.

[3]余志生．汽車理論（修訂本）[M]．北京：機械工業出版社，1990．

2017-07-05

1002-4581（2017）06-0032-05

U464.149

A

10.14175/j.issn.1002-4581.2017.06.010