动力总成悬置NVH性能分析及优化

雷冰芬，房拴虎 Lei Bingfen，Fang Shuanhu



动力总成悬置NVH性能分析及优化

雷冰芬1，房拴虎2Lei Bingfen1，Fang Shuanhu2

（1. 东风汽车股份有限公司商品研发院，湖北 武汉 430057；2. 东风汽车集团技术中心，湖北 武汉 430057）

为解决某车型发动机怠速抖动剧烈造成车身出现裂纹的问题，对动力总成悬置系统的NVH（Noise，Vibration，Harshness，噪声、振动、声振粗糙度）性能进行研究分析。通过建立NVH数学模型从理论上对性能进行计算和分析，并进一步利用能量解藕法原理对悬置进行优化，以提高动力总成悬置的NVH性能。整车主观评价、客观评价和耐久试验表明优化后降低了整车振动，提高了乘坐舒适性，解决了车身裂纹的问题。

动力总成；悬置；NVH；振动；优化

0 引 言

动力总成悬置系统是汽车振动系统的一个重要子系统，是动力总成与车架（或承载式车身）之间的弹性连接系统，其隔振性能的优劣将直接关系到发动机的振动向车体的传递。现代汽车普遍使用弹性悬置系统来隔离发动机传递到车身的振动，以降低车内振动和噪声。合理设计发动机悬置系统，可以减小由动力总成传递到车身的激振力，并降低由此激发的车身和底盘相关零部件的振动和噪声。如果设计不合理，其产生的振动和噪声得不到好的控制，会损坏汽车零部件，缩短汽车的使用寿命。因此，对动力总成悬置系统的研究是整车减振降噪中一个不可忽视的环节。

1 动力总成悬置设计的隔振机理

1.1 频响特性

目前悬置设计的优劣广泛采用振动传递率（或隔振率）来评价，幅频响应曲线如图1所示，表明频率比与振动传递率之间的关系，这是减振原理中重要的依据。

频率比与振动传递率之间的关系为

式中，f为频率比，指强制振动的频率与自振频率之比；为阻尼比。

1.2 共 振

由图1幅频响应特性曲线[1]可知，频率比由小增大，振动传递率迅速上升，频率比接近1，即外激振动频率接近自振频率时，输出振幅出现最高峰，出现共振。

图1 不同阻尼系数下幅频响应曲线

1.3 隔 振

普通橡胶悬置软垫的系统阻尼一般很小，可不予考虑，即认为=0，此时振动传递率简化为

由此可知，频率比越大，隔振效果越好，但频率比大于5后，隔振效果提高不明显。

2 动力总成悬置系统理论设计

2.1 结构布置

某款车型匹配前置前驱四点悬置动力总成，在整车上的布置如图2所示，悬置系统的布置[2]原则如下：

1）左、右2个悬置应布置在扭矩轴上，并完全承受动力总成的质量；

2）前、后2个悬置承受动力总成的偏转力矩，且布置高度应与动力总成质心高度相同。

2.2 主惯性轴及转矩轴的计算

在动力总成上建立坐标系，为发动机质心，轴平行于发动机曲轴轴线，轴过质心遵循右手规则，轴过质心垂直缸体向上。一般来说，扭矩轴线通过质心，但比主惯性轴略低一些，其与曲轴的夹角可根据经验计算公式（3）求得。一般动力总成曲轴、扭矩轴、主惯性轴之间的关系如图3所示。

式中，为扭矩轴与主惯性轴的夹角；为主惯性轴与曲轴的夹角；I为轴的主惯性矩；I为轴的主惯性矩。

图3 曲轴、扭矩轴、主惯性轴关系图

发动机在坐标系中的质量及惯性积见表1。

表1 质量及惯性参数

根据表1构造惯性矩阵，进而求出各方向最小转动惯量及方向余弦矩阵。

在CATIA中利用做图的方式找出3个主惯性轴，进一步求得扭矩轴的方向余弦，分别为0.241、0.013、0.004，根据扭矩轴设计各悬置点的位置。

2.3 动力总成悬置系统设计及优化分析

动力总成悬置系统设计时，要使动力总成固有频率和解耦率得到合理分布，需要设计较小的动静刚度；要在汽车的所有行驶工况下控制发动机的位移，需要设计较大的静刚度；某款车型悬置系统设计的解耦目标及空间极限位移见表2。

表2 悬置系统设计目标

2.4 悬置系统参数设计及解耦分析

悬置为平置式布置，要实现振动解耦，一是调整重心的位置，二是调整悬置软垫的刚度。通过分析、计算详细设计了动力总成在整车上的布置位置，通过调整软垫的刚度达到解耦的目的。利用ADAMS计算静载时悬置系统的受力，结合悬置软垫压缩量限制（≤6 mm）估算悬置软垫刚度，输入参数见表3，将参数输入动力总成计算系统进行CAE计算，解耦结果见表4。

表3 发动机质心及悬置软垫位置

表4 悬置系统解耦结果 %

按照四点悬置的设计原则，静载时前悬置不受力，预载受力及位移校核计算结果见表5。动力总成位移见表6。

表5 悬置软垫三向静载力及位移

表6 动力总成位移

由以上解耦结果可知，主方向上的频率、解耦率、动力总成位移在理论上可以满足使用要求。

2.5 计算结论

按照动力总成悬置系统的功能要求和设计原则，结合动力总成的振动特性，依据悬置系统的隔振机理，通过对某款车型动力总成悬置进行理论分析和优化设计可得出结论：

1）通过应用能量解耦对悬置系统进行优化，最大解耦率达到97.197%，且各阶能量解耦程度均在76%以上，基本实现了系统解耦；

2）通过各极限工况的校核计算，动力总成质心位移和转角最大为10.36 mm和3.14°，满足设计目标在15 mm和3.5°范围内的要求，实现了悬置系统具有控制动力总成相对运动和位移的功能。

3 动力总成悬置系统试验验证

研究对象需验证的问题是解析热机状态动力总成怠速抖动问题及对转向盘、座椅振动的影响情况，并对优化后的状态进行测试对比，判断解决问题的效果，对车辆在各种工况下进行位移判断测试，以及整车10万km耐久试验，验证悬置系统零件的耐久性及可靠性。

3.1 设计试验验证工况

车辆运行30 min保证热机状态进行测试：怠速下，测试P挡、R挡、N挡和D挡，手刹制动，测试周期为30 s；原地升速下，测试P挡，转速从怠速至5 000 r/min。

3.2 测试点布置及说明

1）参考坐标：前、后、左、右、驾驶员座椅加速度传感器方向定义选择与整车坐标方向一致。

2）测点布置位置：前悬置加速度传感器布置在发动机侧的支架和过渡梁上；后悬置布置在发动机侧的支架和副车架支架上；左、右悬置分别布置在悬置软垫两侧的发动机和车身支架上；转向盘测量加速度传感器布置在最上方；驾驶员座椅测量加速度传感器布置在右侧导轨上。

3.3 试验结果及分析

根据试验的目的，对动力总成悬置进行怠速和升速振动测试，并检测怠速时转向盘的模态以及其和驾驶员座椅的振动情况。

3.3.1 怠速状态

在怠速状态下对优化前、后悬置隔振效果进行对比分析，后悬置优化前、后隔振效果明显，各方向隔振量均大于15 Hz，左、右悬置由结构决定，在方向上隔振量小，但振动本身不大，前悬置优化前、后各方向隔振差，特别是优化前在方向存在着振动放大的情况，优化后明显改善，隔振量见表7。

表7 隔振量对比 dB

续表7 dB

优化前优化后隔振量变化 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

转向盘及座椅优化[3]前、后振动加速度见表8。

表8 振动加速度 m/s2

3.3.2 原地升速悬置系统隔振测试

车辆处于静止状态，将发动机转速由怠速提高至5 000 r/min，关注优化后对前悬置隔振效果不佳引起振动放大问题的改善情况，优化后前悬置、、频谱如图4～6所示，通过对前悬置升速频谱图进行分析，未发现系统中存在共振现象，当发动机转速在4 400 r/min附近时，振动相对大些，但实际中此转速应用范围很小，此处稍有振动可以忽略，因此优化工作总体上效果明显。

图4 X向频谱图

图5 Y向频谱图

图6 Z向频谱图

4 总 结

发动机悬置系统的合理匹配对降低汽车整车振动、提高乘坐舒适性有着重要作用。在总结国内外大量文献的基础上，对某款车型发动机悬置系统采用理论和试验相结合的方法进行隔振性能的研究。

为了解决工程实际问题，以某车型存在的悬置系统NVH问题为例，从理论上进行整体布置、系统计算校核、优化方案对比，并进行大量的试验数据分析，解决目前公司某车型中存在的车辆怠速抖动、高速振动大、零部件耐久损坏等严重问题，具有实际意义。研究结果不仅解决了公司某车型存在的悬置系统NVH问题，而且缩短了整车开发周期，该车型自上市以来，其NVH性能赢得市场的一致好评，年产量突破20 000台，在国内市场销量位居前列，成为公司整体利润增长点之一。

为动力总成悬置系统NVH性能研究提供一种解决问题的思路和方法，为产品的开发和测试提供一套有效的参考数据，对今后同类设计具有一定的参考价值。悬置NVH问题近年来越来越被业内重视，随着技术水平的提高和CAE分析的专业化，振动系统的研究更趋完善，整车悬置系统NVH性能将会跃上一个新的台阶。

[1]上官文斌，蒋学锋.发动机悬置系统的优化设计[J]. 汽车工程，1992（2）：103-110.

[2]《汽车工程手册》编辑委员会.汽车工程手册：设计篇[M].北京：人民交通出版社，2001.

[3]余志生．汽车理论（修订本）[M]．北京：机械工业出版社，1990．

2017-07-05

1002-4581（2017）06-0032-05

U464.149

A

10.14175/j.issn.1002-4581.2017.06.010