動力總成懸置系統(tǒng)隔振原理分析及振動解決措施

王方，彭宜愛，張興

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230601）

動力總成懸置系統(tǒng)隔振原理分析及振動解決措施

王方，彭宜愛，張興

（安徽江淮汽車集團股份有限公司，安徽 合肥 230601）

針對動力總成懸置系統(tǒng)對整車振動及乘員舒適性的影響，對懸置系統(tǒng)隔振原理進行分析。根據(jù)隔振原理，對某MPV全油門工況下轟鳴問題進行排查，對懸置系統(tǒng)結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化，從而提高了整車的NVH性能。

動力總成懸置系統(tǒng)；隔振；分析；解決

CLC NO.: U463.8 Document Code: B Article ID: 1671-7988 (2017)10-197-04

引言

隨著人們生活水平的提高，汽車乘坐舒適性越來越受到人們的重視。其中汽車NVH性能是評價汽車舒適性的關(guān)鍵指標(biāo)之一。動力總成懸置系統(tǒng)對整車的振動有著較大的影響，它的功能主要是隔振，支撐，限位。其中支撐和限位在懸置系統(tǒng)的設(shè)計中較易實現(xiàn)，隔振功能在實車中受影響的因素較多，不易滿足隔振要求。

動力總成懸置系統(tǒng)的首要功能是隔離動力總成振動向車身及車廂內(nèi)部的傳遞，尤其是控制發(fā)動機在怠速工況下的低頻抖動，并隔離發(fā)動機在高速運轉(zhuǎn)時引起的車廂內(nèi)高頻噪聲。因此動力總成懸置系統(tǒng)對整車隔振起著至關(guān)重要的作用。懸置系統(tǒng)的合理設(shè)計，能有效的起到隔振作用。

1、懸置系統(tǒng)隔振原理

1.1 自由振動

最簡單的振動由重塊和彈簧組成，自振頻率的計算公式：

其中K為彈簧剛度，m為重塊質(zhì)量。

實際上阻尼的存在會導(dǎo)致振動振幅逐漸減小，直至振動完全停止，這種現(xiàn)象稱為有阻尼的自由振動。動力總成的懸置系統(tǒng)阻尼很小，假設(shè)忽略不計，簡化為最基本的模型，動力總成相當(dāng)于重塊，懸置系統(tǒng)相當(dāng)于彈簧，因此可計算出懸置系統(tǒng)的自振頻率。由公式可知懸置軟墊的剛度對懸置系統(tǒng)的自振頻率大小起著關(guān)鍵性的作用。

1.2 強制振動

在有阻尼的自由振動中，同時向重塊施加一個周期性的外力，即存在強制的外激振動，此時重塊有自由振動又有外激的強制振動，兩個振動疊加，即為受迫振動。顯然，發(fā)動機懸置系統(tǒng)的振動屬于受迫振動。有兩類強制的外激振源，一類是內(nèi)振源，即是發(fā)動機本身引起的振動，另一類是外振源，是由道路不平引起的，并通過輪胎懸架車身傳遞給動力總成，這種道路不平引起的振動，頻率較低，大約在1—3HZ。這兩種強制振動均要求進行隔離。

1.3 頻率響應(yīng)

根據(jù)振動理論分析，當(dāng)強制振動加到自由振動的振波上，開始時運動比較復(fù)雜，一段時間后自振的振幅變的較小可忽略，這時只剩下強制振動，這種振動和頻率比有很大的關(guān)系。頻率比就是強制振動頻率與自振頻率之比。強制振動的振幅稱為輸入振幅，受迫振動的振幅稱為輸出振幅，則輸出振幅與輸入振幅之比可稱為振動傳遞率。當(dāng)振動傳遞率大于1時，振動被放大，這是不希望的。當(dāng)振動傳遞率小于1時，振動減小，這是追求的。圖1是頻率比與振動傳遞率的關(guān)系曲線圖，稱為“幅頻響應(yīng)曲線”，它是不同阻尼系數(shù)下的幅頻響應(yīng)曲線。頻率比與振動傳遞率的關(guān)系式如下所示：

圖1 幅頻響應(yīng)曲線

以λ為橫坐標(biāo)，TA為縱坐標(biāo)，可以做出不同阻尼系數(shù)下的幅頻響應(yīng)曲線，如圖1所示。對此圖進行分析整理得，可得到如下結(jié)論，

1）λ<1 時，振動被放大。

2）λ=1 時，振動專遞率最大，出現(xiàn)共振點，為系統(tǒng)的危險點。該點對阻尼十分敏感，小的阻尼會使系統(tǒng)產(chǎn)生過大的振幅，具有極大的破壞性。

其中，Yi表示旅游業(yè)下轄的3個核心部門的年度營收，Y表示旅游產(chǎn)業(yè)總營收；LPi，t表示旅游產(chǎn)業(yè)各部門的勞動生產(chǎn)率，LPi，b、LPi，f分別表示初始期與完結(jié)期的勞動生產(chǎn)率?；鶞?zhǔn)期美元與2016年美元的換算因子為6.2[24]6。

從圖可以看出頻率比越大隔振效果越好，當(dāng)λ>5 以后，傳遞率幾乎水平，隔振效果就不是很明顯了。

由上述分析可見，要解決動力總成隔振問題，關(guān)鍵在于激振頻率與懸置系統(tǒng)自振頻率的選取。為使系統(tǒng)的振動只發(fā)生在隔振區(qū)域，必須對懸置系統(tǒng)固有特性和激勵兩個方面進行研究。由幅頻響應(yīng)曲線可知， 必須使激振頻率與系統(tǒng)固有頻率之比值大于才能達到隔振要求。分析引起發(fā)動機振動的主要激勵，從激振頻率范圍中確定發(fā)動機懸置系統(tǒng)固有頻率的極限值，從而為提高系統(tǒng)隔振性能提供了理論基礎(chǔ)。

1.4 振動和噪聲的關(guān)系

結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的振動頻率可以分為兩種頻率范疇，一是振動，其頻率區(qū)是15—50HZ；另一種是噪聲，其頻率區(qū)域是50—20K HZ。振動和噪聲有密切的關(guān)系，發(fā)動機，變速箱和傳動軸等都是產(chǎn)生振動和噪聲的根源。

2、根據(jù)以上隔振理論分析解決某MPV車在全油門工況下轟鳴聲問題

某MPV 3擋全油門工況車內(nèi)存在較大的轟鳴噪聲。車內(nèi)轟鳴與標(biāo)桿車趨勢線相比，其中駕駛員右耳在發(fā)動機轉(zhuǎn)速4000rpm-5000rpm時轟鳴聲較大，主要與2階強相關(guān)；如圖2所示。

圖2 車內(nèi)轟鳴噪聲曲線圖

對整車NVH性能測試及分析后，現(xiàn)重點針對懸置系統(tǒng)方面對車內(nèi)轟鳴問題進行排查。對懸置系統(tǒng)做如下工作：前后懸置手工整改后進行NVH測試、右懸置問題排查等。

2.1 前懸置割限位

割除圖示前懸置的限位，如圖3所示，進行3擋WOT測試。由測試數(shù)據(jù)可知，圖4所示，在割除前懸置限位后，車內(nèi)噪聲2階在多個頻段降低，其中前排1800rpm-2400rpm最為顯著?？梢姡皯抑孟尬粚OT工況下的車內(nèi)噪聲有一定的影響，但對2階較大峰值影響較小。

圖3 前懸置割限位

圖4 前懸置割限位后車內(nèi)噪聲對比

2.2 后懸置割限位測試

割除圖示后懸置的限位，如圖5所示，在割除前懸置限位的基礎(chǔ)上進行3擋WOT測試。由測試數(shù)據(jù)可知，如圖6，割除后懸置限位后，駕駛員右耳在發(fā)動機4150rpm時的2階峰值降低約4dB(A),其它頻段無明顯變化。

圖5 后懸置割限位

圖6 后懸置割限位車內(nèi)噪聲對比

2.3 右懸置排查及優(yōu)化

WOT工況下右懸置主動支架在4000rpm-5000rpm振動最大可達200m/s2，超出了正常的振動大小范圍，同時右懸置主動支架在Y向與Z向180Hz存在模態(tài)峰值，如圖7所示，極大可能是在高轉(zhuǎn)速時受發(fā)動機激勵產(chǎn)生巨大的振動，故推測右懸置主動支架或其附件是造成車內(nèi)高轉(zhuǎn)速車內(nèi)轟鳴較大的原因。

圖7 右懸置主動支架FRF測試

2.3.1 右懸置總成與主動支架分離

圖8 SWEEP工況車內(nèi)噪聲及右懸置振動

車內(nèi)在SWEEP（定置）工況高轉(zhuǎn)速時也出現(xiàn)較大的轟鳴聲，如圖8所示，且與3擋WOT工況表現(xiàn)一致，為進一步確認右懸置總成或右懸置主動支架對此轟鳴的影響，現(xiàn)采取右懸置總成與右懸置主動支架分離試驗，如圖9所示，考慮到實施的方便性，通過SWEEP工況進行驗證。

圖9 右懸置進行分離（去掉右懸置主動支架）

在斷右懸置后，如圖10所示，SWEEP工況下4000-5000 rpm車內(nèi)轟鳴消失，同時右懸置主動支架上的振動由200m/s2降低至50m/s2，由此可確定右懸置主動支架或其附件是導(dǎo)致車內(nèi)高轉(zhuǎn)速轟鳴的主要原因。

圖10 SWEEP工況斷右懸置

2.3.2 右懸置主動支架及其安裝底座（自由振動頻率) FRF確認

為確認右懸置主動支架自身的模態(tài)，將其固定于鐵地板約束后進行FRF測試，如圖11所示。右懸置材料為鑄鐵，該支架模態(tài)合格，測試結(jié)果如圖12所示。

圖11 右懸置主動支架模態(tài)測試

圖12 右懸置主動支架FRF測試圖片及數(shù)據(jù)

在去除右懸置主動支架后，對其安裝底座進行FRF測試，如圖13所示。由測試數(shù)據(jù)可知，如圖14，右懸置主動支架安裝底座的模態(tài)頻率為390Hz，頻率較低。由此可進行初步判斷，底座自身模態(tài)及動剛度較低，在安裝右懸置主動支架后，由自振頻率計算公式可知，相當(dāng)于在此基礎(chǔ)上增加質(zhì)量，是導(dǎo)致右懸置主動支架系統(tǒng)模態(tài)較低（位于180Hz）的主要原因。

圖13 右懸置主動支架安裝底座

圖14 右懸置主動支架底座FRF測試圖片及數(shù)據(jù)

2.4 右懸置主動支架底座優(yōu)化

增加安裝點底座厚度由10mm至15mm，加強后一階模態(tài)增加到477Hz，如圖15所示。

圖15 優(yōu)化右懸置主動支架底座

右懸置主動支架底座與右懸置主動支架裝配，通過CAE計算，得到整體的模態(tài)結(jié)果為Z向一階模態(tài)為231Hz，較原狀態(tài)163Hz有提高。

通過以上方案，最高可提高右懸置主動支架系統(tǒng)模態(tài)至231Hz，效果明顯。如圖16。

圖16 優(yōu)化后右懸置主動支架模態(tài)

3、結(jié)論

本文通過對懸置系統(tǒng)隔振原理分析得出，解決動力總成隔振問題，關(guān)鍵在于激振頻率與懸置系統(tǒng)自振頻率的選取，使系統(tǒng)的振動只發(fā)生在隔振區(qū)域。由自由振動理論可知，懸置軟墊的剛度對懸置系統(tǒng)的自振頻率大小起著關(guān)鍵性的作用。根據(jù)懸置系統(tǒng)隔振原理，對某MPV車內(nèi)轟鳴噪聲問題對懸置系統(tǒng)進行排查，最終解決轟鳴問題。右懸置主動底座自身模態(tài)太低導(dǎo)致駕駛員右耳4000rpm-5000rpm轟鳴較大。

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Analysis of vibration isolation principle of powertrain mounting system and vibration solution of mounting system

Wang Fang, Peng Yiai, Zhang Xing
（Anhui Jianghuai Automobile co. Ltd, Anhui Hefei 230601 )

In the light of the influence of powertrain mounting system on vibration and occupant comfort, the vibration isolation principle of mounting system is analyzed.According to the principle of vibration isolation, the problem of the roar of a full throttle of MPV is investigated, and the structure of the munting system is optimized, so as to improve the NVH performance of the vehicle.

powertrain mounting system; vibration isolation; analysis; solution

U463.8

B

1671-7988 (2017)10-197-04

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.10.068

王方，底盤設(shè)計主管，就職于安徽江淮汽車股份有限公司技術(shù)中心乘用車研究院。