汽車懸置支架動(dòng)剛度對(duì)車身NVH 性能影響的分析

趙敬 蘇辰 劉鵬 金善玉

（中國(guó)第一汽車股份有限公司天津開(kāi)發(fā)分公司）

隨著生活水平的提高，人們對(duì)汽車功能的要求越來(lái)越高，對(duì)NVH 性能也越來(lái)越重視。動(dòng)力總成的振動(dòng)占汽車振動(dòng)的很大部分，它的振動(dòng)通過(guò)懸置橡膠及懸置支架連接到車身，因此懸置支架的性能好壞對(duì)NVH性能有著重要的影響。對(duì)懸置支架NVH 特性影響比較大的是動(dòng)剛度[1]。動(dòng)剛度是動(dòng)載荷下懸置支架抵抗變形的能力。懸置支架動(dòng)剛度所考察的是在關(guān)注的頻率范圍內(nèi)該支架局部區(qū)域的剛度水平，動(dòng)剛度不足必然引起更大的振動(dòng)和噪聲，將對(duì)整車NVH 性能產(chǎn)生非常不利的影響，是在整車NVH 分析中必須要考慮的因素。文章以某車型為研究對(duì)象，通過(guò)懸置支架動(dòng)剛度分析，發(fā)現(xiàn)左、右懸置支架動(dòng)剛度不足，同時(shí)影響了座椅導(dǎo)軌振動(dòng)和駕駛員右耳噪聲水平。對(duì)懸置支架進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化，提高其動(dòng)剛度，同時(shí)座椅導(dǎo)軌的振動(dòng)傳遞函數(shù)和駕駛員右耳的噪聲傳遞函數(shù)都得到了改善。

1 動(dòng)剛度原理

在車身CAE 分析中，車身的局部動(dòng)剛度常采用源點(diǎn)加速度導(dǎo)納（IPI/（（mm/s2）/N））進(jìn)行評(píng)價(jià)，如式（1）所示。IPI 分析是在一定頻率范圍內(nèi)通過(guò)在加載點(diǎn)施加單位力作為輸入激勵(lì)，同時(shí)將該點(diǎn)作為響應(yīng)點(diǎn)，測(cè)得該點(diǎn)在對(duì)應(yīng)頻率范圍內(nèi)的加速度導(dǎo)納。

F——激勵(lì)力，N；

ω——圓頻率，rad/s；

f——頻率，Hz；

K——?jiǎng)觿偠龋琋/mm。

為更直觀地看出各關(guān)鍵點(diǎn)的動(dòng)剛度，并方便與參考值進(jìn)行比較，對(duì)分析得到的加速度曲線進(jìn)行數(shù)據(jù)處理，將其等效為在關(guān)注的頻率范圍內(nèi)的1 個(gè)具體數(shù)值，成為等效動(dòng)剛度（Kd/（N/mm））[2]，計(jì)算公式，如式（2）所示。

式中：SumAcc——每個(gè)頻率下加速度響應(yīng)的和，mm/s2；

n——頻率個(gè)數(shù)。

2 懸置支架動(dòng)剛度分析

在車型設(shè)計(jì)初期考察懸置點(diǎn)動(dòng)剛度時(shí)，采用的是TB（內(nèi)飾車身）模型，懸置布局為左、右、后懸置三點(diǎn)支撐，將3 個(gè)懸置點(diǎn)每個(gè)方向的激勵(lì)載荷定義為1 個(gè)工況，載荷為1 N 的集中力，求解范圍在20～250 Hz。以激勵(lì)點(diǎn)作響應(yīng)點(diǎn)，輸出懸置點(diǎn)的加速度響應(yīng)，并把加速度響應(yīng)曲線縱坐標(biāo)轉(zhuǎn)換成對(duì)數(shù)的形式。根據(jù)工程經(jīng)驗(yàn)，懸置支架動(dòng)剛度目標(biāo)值設(shè)定為5 000 N/mm。

通過(guò)CAE 分析，左、右懸置支架動(dòng)剛度明顯不足。因左、右懸置結(jié)構(gòu)對(duì)稱，后續(xù)分析以左懸置為例。左懸置加速度響應(yīng)曲線，如圖1所示。

圖1 汽車左懸置加速度響應(yīng)曲線圖

從圖1 可以看出：左懸置X 向平均動(dòng)剛度為2 728.8 N/mm，Y 向平均動(dòng)剛度為 1 125.2 N/mm，Z 向平均動(dòng)剛度為3 282.4 N/mm，均低于目標(biāo)值5 000 N/mm。

3 懸置支架動(dòng)剛度對(duì)NVH 性能的影響

鑒于左、右懸置支架動(dòng)剛度較低，影響整車的NVH 性能。以傳函為例，懸置支架動(dòng)剛度不足對(duì)前座椅導(dǎo)軌的振動(dòng)和駕駛員右耳的噪聲都會(huì)有影響。左懸置Y 向激勵(lì)，座椅導(dǎo)軌速度響應(yīng)曲線，如圖2所示，座椅導(dǎo)軌Y，Z 向速度響應(yīng)超出目標(biāo)線（0.03 mm/s）。左懸置X，Y，Z 向激勵(lì)，駕駛員右耳聲壓級(jí)響應(yīng)曲線，如圖3所示，Y，Z 向激勵(lì)聲壓級(jí)響應(yīng)峰值為65.4 dB，超出目標(biāo)值約10 dB。

圖2 汽車座椅導(dǎo)軌速度響應(yīng)曲線圖

圖3 汽車駕駛員右耳聲壓級(jí)響應(yīng)曲線圖

4 懸置支架改進(jìn)方案

通過(guò)結(jié)構(gòu)分析，發(fā)現(xiàn)懸置彈性中心點(diǎn)偏離中心線，且側(cè)面沒(méi)有支撐。針對(duì)這2 個(gè)問(wèn)題，對(duì)左懸置支架進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化，優(yōu)化方案，如圖4所示。

圖4 汽車左懸置優(yōu)化方案圖

優(yōu)化后懸置支架動(dòng)剛度明顯提高，X，Y，Z 三向的平均動(dòng)剛度在關(guān)注的頻率范圍內(nèi)均達(dá)到了目標(biāo)。加速度響應(yīng)曲線，如圖5所示。

圖5 汽車左懸置優(yōu)化后加速度響應(yīng)曲線圖

懸置支架動(dòng)剛度提高后，車身振動(dòng)和噪聲傳遞函數(shù)也得到了改善。左懸置Y 向激勵(lì)，座椅導(dǎo)軌速度響應(yīng)峰值均降到了目標(biāo)值（0.03 mm/s）以下，如圖6所示，滿足目標(biāo)要求。駕駛員右耳的最高聲壓級(jí)響應(yīng)降低了7 dB，如圖7所示，雖未達(dá)標(biāo)，但也大大降低了車內(nèi)噪聲。影響噪聲傳遞函數(shù)的因素較多，激勵(lì)只是一方面，車身結(jié)構(gòu)也是重要的影響因素，后續(xù)噪聲傳遞函數(shù)的優(yōu)化工作可以從車身結(jié)構(gòu)著手。

圖6 汽車懸置優(yōu)化后座椅導(dǎo)軌速度響應(yīng)曲線圖

圖7 汽車懸置優(yōu)化后駕駛員右耳聲壓級(jí)響應(yīng)曲線圖

5 結(jié)論

文章對(duì)某車型的TB 模型進(jìn)行了懸置動(dòng)剛度分析，以及懸置激勵(lì)，座椅導(dǎo)軌振動(dòng)和駕駛員右耳聲壓級(jí)響應(yīng)的傳遞函數(shù)分析。發(fā)現(xiàn)左懸置動(dòng)剛度明顯不足，進(jìn)而影響了座椅導(dǎo)軌振動(dòng)和駕駛員右耳聲壓級(jí)。通過(guò)結(jié)構(gòu)優(yōu)化，在提高懸置動(dòng)剛度的同時(shí)，車身的NVH 性能也有了很大改善。

在車輛設(shè)計(jì)初期，通過(guò)動(dòng)剛度分析可以很好地預(yù)測(cè)結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性設(shè)計(jì)的不足，及時(shí)對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行修改，減少后期的設(shè)計(jì)難度，縮短開(kāi)發(fā)周期和降低開(kāi)發(fā)成本。