基于車內NVH控制的懸置剛度與阻尼的設計方法*

劉曉昂， 呂兆平， 殷智宏， 上官文斌， 葉必軍

(1.華南理工大學機械與汽車工程學院 廣州，510641) (2.上汽通用五菱汽車股份有限公司 柳州，545007) (3.寧波拓普集團股份有限公司 寧波，315800)

基于車內NVH控制的懸置剛度與阻尼的設計方法*

劉曉昂1， 呂兆平2， 殷智宏1， 上官文斌1， 葉必軍3

(1.華南理工大學機械與汽車工程學院 廣州，510641) (2.上汽通用五菱汽車股份有限公司 柳州，545007) (3.寧波拓普集團股份有限公司 寧波，315800)

基于汽車座椅滑槽的振動與駕駛員右耳旁噪聲控制的要求和建立的由動力總成、車身和非簧載質量組成的13自由度汽車模型，提出了動力總成懸置動剛度和阻尼的設計方法。在計算模型中，將懸置的動剛度和阻尼簡化為與激振頻率相關的函數。各懸置與車身連接點的動態力、各懸置到汽車座椅滑槽振動與駕駛員右耳旁噪聲的傳遞函數可以通過試驗或計算方法得到。給出了在不同工況下，車內評價點的振動和噪聲的計算方法。基于對整車振動和噪聲控制的要求，給出了液阻懸置動剛度和阻尼的確定原則與計算方法。結果表明，基于車身評價點振動控制要求的液阻懸置阻尼設計對于降低車身評價點的振動具有明顯作用。

振動噪聲及其控制； 液壓懸置； 動剛度； 阻尼的確定

引 言

隨著汽車噪聲、振動與聲振粗糙度(noise vibration and harshness，簡稱NVH)性能要求的不斷提高，懸置系統在汽車NVH中的地位越來越突出。汽車動力總成懸置系統設計的優劣直接影響整車的振動與噪聲性能[1-3]。目前進行的懸置系統的設計計算大都基于6自由度模型，通過對動力總成6階剛體模態的要求，優化確定各懸置在局部坐標系下各方向線性段的剛度、安裝位置和安裝方位[4-5]。懸置在局部坐標系中各個方向非線性段剛度和拐點的坐標則由對動力總成位移控制的要求確定[6]。

基于整車的振動與噪聲控制要求，一些學者設計了懸置系統的剛度與阻尼。Hafidi等[7]基于6自由度模型，對懸置系統進行解耦分析，通過減小由于發動機的激勵而傳遞到底盤上的力來降低整車振動。Diemer等[8]通過提高懸置支架的固有頻率和提高連接點的動剛度來減少車內噪聲。在研究車內結構噪聲方面，Alt等[9]將傳遞路徑和試驗測試激勵相結合，建立了車內噪聲預測的方法。在目前的研究工作中，基于整車振動和噪聲的要求來設計計算懸置的剛度及阻尼特性的研究較少。

筆者基于汽車座椅滑槽的振動與駕駛員右耳旁噪聲控制的要求和建立的由動力總成、車身與非簧載質量組成的13自由度汽車模型，給出了怠速及加速工況下車內座椅滑槽振動和車內噪聲的計算方法以及在路面激勵下，車內振動評價點的振動的計算方法。基于對車內座椅滑槽振動和車內噪聲的控制要求，提出了計算懸置系統中各懸置動剛度和阻尼的方法。利用本研究方法，在已知懸置與車身連接點力傳到車內振動和噪聲的傳遞函數時，可計算分析懸置動剛度、安裝位置和安裝方位對整車振動和噪聲的影響，從而預測懸置系統對汽車振動和噪聲的影響。

1 基于整車振動與噪聲控制的動力總成懸置系統設計要求

以下為一汽車廠對動力總成懸置系統的設計要求。

1) 怠速工況下，發動機的激勵經懸置系統傳遞到駕駛室，引起座椅滑槽的垂向振動不超過70 dB(A)(振動加速度不超過0.03 m/s2，aref=10-5m/s2)。

2) 2擋節氣門全開(wideopenthrottle,簡稱WOT)工況：當發動機轉速在2kr/min以下時，駕駛員右耳的轟鳴聲不超過60dB(A)(Pref=20×10-6Pa)，座椅滑槽的振動不超過80dB(A)(振動加速度不超過0.1m/s2)；轉速在2 000～6 000r/min時，駕駛員右耳的轟鳴聲不超過68dB(A)，座椅滑槽的振動不超過88dB(A)(振動加速度不超過0.25m/s2)。

3) 在路面激勵下，當兩前輪的最大激勵位移為1.5mm且同相位時，車內的一評價點在5～15Hz低頻范圍內的垂向振動不超過0.2mm。

可見，懸置系統的設計要求直接與車內的振動和噪聲相關，而并非傳統的懸置系統的設計要求：固有頻率和能量分布的要求，位移控制的要求等[1]。為此，需要建立整車的分析模型和基于整車分析模型的懸置系統設計計算方法。

2 懸置激振力引起車內振動和噪聲計算

2.1 整車13自由度模型的建立

在路面和動力總成的激勵下，考慮懸置、懸架和車輪的剛度與阻尼，建立由動力總成、車身和非簧載質量組成的13自由度整車分析模型，如圖1所示。該模型考慮了動力總成的6個自由度、車身的3個自由度(垂向、側傾和俯仰)以及4個非簧載質量在垂向的自由度。從圖1可以看出，動力總成的激勵經過懸置，引起車身振動，而路面的激勵通過輪胎、非簧載質量、懸架、車身和懸置的傳遞也會引起動力總成的振動。目前，廣泛用于懸置系統設計計算的6自由度模型將懸置與車身的連接點視為固定點，無法考慮路面的激勵引起的動力總成的振動。分別建立動力總成的振動方程、車身的振動方程和4個非簧載質量的振動方程，組合得到13自由度整車模型的振動方程。求解得到動力總成質心、 車身質心和非簧載質量的位移是計算車身評價點的振動及車內振動和噪聲的輸入量。

圖1 13自由度整車模型示意圖Fig.1 13 degrees of freedom model

2.2 車內評價點振動的計算

車內評價點為車身上的一點。在路面位移激勵下，車身質心的位移為qb，車身上評價點的振動位移qbe為

(1)

(2)

其中：xbe和ybe為車身評價點在坐標系Ob-xbybzb中的坐標。

車內評價點在垂向的振動為

(3)

2.3 車內振動和噪聲的計算

車內噪聲由結構噪聲和空氣噪聲組成，在低頻范圍內通常只考慮結構振動對車內噪聲的貢獻。結構噪聲主要來自于發動機的振動，經懸置、懸置支架傳遞到車身，引起車身振動，進而導致結構噪聲。懸置系統是結構噪聲的主要貢獻之一[10-11]。

在發動機的激勵下，懸置產生動態位移，由此懸置在3個方向產生動態力。該動態力經過懸置支架和車身的傳遞，在車內產生振動和噪聲。如果已知懸上、懸下點的加速度(在設計階段，當發動機不同工況下運行，懸上和懸下的加速度可根據參考車型的數據、隔振率等要求確定)和懸置與車身側連接點到車內的振動與噪聲的傳遞函數，則由下述計算方法得到車身評價點的振動與噪聲。

設懸置i(i=1,2,…,N)的懸上和懸下點的加速度分別為aei，abi，則懸置i在坐標系Op-xpypzp下的動態位移di為

(4)

其中：ω為激勵圓頻率。

(5)

(6)

座椅滑槽評價點振動的均方根值為

(7)

駕駛員右耳旁的噪聲的計算方法與座椅滑槽的振動的計算方法類似。

3 基于整車振動與噪聲控制要求的動力總成懸置剛度和阻尼的計算

3.1 懸置剛度優化設計目標函數的建立

基于提出的整車振動與噪聲控制的動力總成懸置系統設計要求，選用整車13自由度模型，通過測試各懸置到駕駛室座椅滑槽振動和車內噪聲的傳遞函數，測試或計算的各懸置與車身連接點的力，結合給出的車內評價點振動、座椅滑槽振動和車內噪聲的計算方法，建立懸置剛度優化設計目標函數。

1) 怠速工況下，座椅滑槽的垂向振動優化的子目標函數為

(8)

其中：S1為怠速工況下座椅滑槽垂向振動與要求值的差值；Vidle，Tidle分別為怠速工況下座椅滑槽垂向振動的計算值和要求值。

2) 2檔工況下，駕駛員右耳旁的噪聲及座椅滑槽的振動的優化子目標函數為

(9)

其中：wv,wn分別為地板振動和結構噪聲的權系數；Sv,Sn分別為二檔工況下座椅滑槽振動和駕駛員右耳旁的噪聲與要求值的差值；V，Tv分別為二檔工況下座椅滑槽振動的計算值和要求值；N，Tn分別為二檔工況下駕駛員右耳旁的噪聲的計算值和要求值。

3) 路面激勵下(5～15Hz)，車內評價點的垂向振動的優化子目標函數為

(10)

其中：S3為車內評價點垂向振動與要求值的差值；Vevalu，Tevalu分別為評價點垂向振動的計算值和要求值。

4) 固有頻率和能量分布的優化子目標函數[12]為

其中：wf,we分別為固有頻率和能量分布的權系數；αt,βt分別為第t階(t=1～6)固有頻率和能量分布的權系數；Sft,Set分別為固有頻率和能量分布與要求值的差值；ft,ftl,ftu分別為第t階固有頻率的計算值、下限和上限；Et,Etl分別為第t階能量分布的計算值和下限。

綜合各優化目標得到總的目標函數為

minF(X)=w1F1(X)+w2F2(X)+

(12)

其中：w1,w2,w3,w4分別為目標函數F1,F2,F3,F4的權系數，根據實際需要選取。

3.2 設計變量及約束條件

懸置系統的設計變量為

(13)

其中：kui,kvi,kwi分別為懸置i在局部坐標系下的三向靜剛度。

根據懸置的結構和可制造性，懸置的三向靜剛度通過約束各方向之間的比例和垂向的靜剛度值為

(14)

其中：kwli,kwui分別為靜剛度kwi的下限和上限；luwi,uuwi分別為剛度比例kui/kwi的下限和上限；lvwi,uvwi分別為剛度比例kvi/kwi的下限和上限；luvi,uuvi分別為剛度比例kui/kvi的下限和上限。

設計變量X的約束表達式為

顯然在近代中國，新式教育雖在以通商口岸為主體的少數城市有較明顯的推進，但在廣袤的農村仍很隔膜，城鄉間近代文化教育的聯系微弱，甚至呈現出明顯的斷層，遠不足以能觸動鄉村經濟凋敝、文化閉塞、教育落后的普遍狀況。政府卻依舊冷漠和無所作為，穆藕初曾尖銳地指出：“農村經濟之破碎零落，已至不堪收拾之程度，此其故何在，蓋徒托空言，而不務實際是也。”[32]

AX≤B

(15)

4 應用實例

4.1 已知參數

一汽車的動力總成橫向布置，由右懸置、左懸置和防扭拉桿支承。整車模型中動力總成、車身和非簧載質量的參數、各懸置的靜剛度及剛度比例約束條件、各懸置的初始靜剛度及初始剛度比例如表1～3所示。在怠速工況下，作用在動力總成的激勵力為繞曲軸方向的扭矩，最大值為40N·m。

表1 動力總成、車身及非簧載質量的質量和慣性參數

Tab.1 Mass and moment of inertia of PMS, body and unsprung mass

物理量動力總成車身非簧載質量m/kg16989221.9Ixx/(kg·m2)11.6835501.91—Iyy/(kg·m2)5.5651229.9—Izz/(kg·m2)11.2086— —Ixy/(kg·m2)-1.1122290.365—Iyz/(kg·m2)-2.1992——Ixz/(kg·m2)0.3765— —

表2 各懸置剛度設計的約束條件

表3 各懸置的初始靜剛度及剛度比例

Tab.3 Initial stiffness and stiffness ratio of mounts in local coordinate system

懸置靜剛度/(N·mm-1)剛度比例kukvkwku/kwkv/kwku/kv右懸置1001401700.590.820.71左懸置1201201500.800.801.00防扭拉桿100101010.001.0010.00

圖2 懸下點到座椅滑槽振動的傳遞函數幅值Fig.2 Amplitude of vibration transfer functions from mount connecting point at body side to interior floor

圖3 懸下點到駕駛員右耳旁的結構噪聲的傳遞函數幅值Fig.3 Amplitude of structure borne noise(SBN) transfer functions from mount connecting point at body side to interior

在各個懸置與車身的連接點施加單位力激勵，測試得到車身座椅滑槽的振動加速度和駕駛員右耳旁結構噪聲，由此得到各個懸置與車身的連接點到車內的振動和噪聲的傳遞函數。圖2，3分別為測試得到的各懸置傳遞到座椅滑槽振動和駕駛員右耳旁結構噪聲的傳遞函數。可以看出，防扭拉桿在傳遞座椅滑槽振動和駕駛員右耳旁結構噪聲中貢獻較大。在2擋WOT工況下，右懸置、左懸置和防扭拉桿的懸上點和懸下點的加速度隨發動機轉速變化的曲線如圖4～6所示。可以看出，各懸置懸上點加速度隨轉速增加而增大，懸下點加速度隨發動機轉速增加變化較小。

圖4 右懸置懸上點和懸下點的加速度幅值曲線Fig.4 Amplitude of accelerations of right-hand mount at two sides

4.2 座椅滑槽和車內噪聲計算結果

圖5 左懸置懸上點和懸下點的加速度幅值曲線Fig.5 Amplitude of accelerations of left-hand mount at two side

圖6 防扭拉桿懸上點和懸下點的加速度幅值曲線Fig.6 Amplitude accelerations of torque strut at two sides

由于橡膠懸置的動剛度和滯后角在低頻范圍內 (0～20 Hz) 變化不大，在計算時橡膠懸置動剛度取為其靜剛度的1.2倍，滯后角取10°。

雖然設計要求沒有明確給出動力總成的頻率和能量分布的設計要求，基于傳統的動力總成懸置系統固有頻率的計算方法和動力總成懸置系統剛體模態和預位移限值的一般要求[3]，及怠速、二檔工況下和路面激勵下車身評價點的振動和噪聲的設計要求，根據給出的目標函數和約束條件，采用序列二次規劃法，最終確定各個懸置在其局部坐標系Oi-uiviwi下線性段靜剛度的設計值及剛度比例，如表4所示。

表4 各懸置在局部坐標系下的設計靜剛度及剛度比例

4.2.1 動力總成固有頻率和能量分布計算

根據表4中的懸置剛度參數，計算得到的動力總成、車身及非簧載質量的各階固有頻率結果如表5所示。可以看出，動力總成、車身及非簧載質量的各階固有頻率均在合理范圍內。

表5 各總成固有頻率

Tab.5 Natural frequency of each system

Hz

4.2.2 怠速工況下車內振動計算

結合給定的600 r/min怠速工況下的轉矩最大值和傳遞函數，利用13自由度模型計算出的座椅滑槽垂向振動如圖7所示。可以看出，由于發動機的二階激振頻率為20 Hz，即只有20 Hz以上的座椅滑槽振動才是由發動機激勵引起。可見，怠速工況下的垂向振動滿足整車振動控制要求。

圖7 怠速工況下座椅滑槽垂向振動幅頻特性Fig.7 Vertical seat track vibration amplitude-frequency characteristic at idle

4.2.3 二擋工況下車內振動與噪聲的計算

二擋WOT工況下，發動機轉速在1 000～6 000 r/min時可計算出座椅滑槽的振動和駕駛員右耳旁的結構噪聲， 幅頻特性曲線如圖8所示。可以看出， 座椅滑槽的振動幅值和駕駛員右耳的結構噪聲均滿足整車振動與噪聲控制的要求。

圖8 二擋WOT工況下座椅滑槽振動和駕駛員右耳結構噪聲曲線Fig.8 Seat track vibration and dirver′s right ear SBN at 2 gear WOT

4.3 液阻懸置阻尼的計算

當動力總成右懸置為橡膠懸置時，由式(3)計算得到車內評價點的振動頻響特性如圖9所示。可見，在11 Hz處出現峰值且超出設計要求中規定的0.2 mm，因此考慮重新設計右懸置的動態特性，以滿足設計要求。

由于液阻懸置可在低頻范圍提供較大阻尼，因此將右懸置設計為液阻懸置，其動剛度和阻尼特性如圖10所示。經計算分析，右懸置為液阻懸置后，圖9中的振動幅頻曲線滿足評價點振動控制要求。因此，基于車身評價點振動控制要求的懸置阻尼設計對于降低車身評價點的振動具有明顯的作用。

圖9 車身評價點振動的幅頻特性對比Fig.9 Vibration of evaluation point

圖10 右懸置的動態特性Fig.10 Dynamic characteristics of the hydraulic mount

5 結束語

1) 建立了由動力總成、車身和非簧載質量組成的13自由度汽車模型，基于汽車座椅導軌的振動與駕駛員右耳旁噪聲控制的要求，提出了動力總成懸置動剛度和阻尼的設計方法。

2) 基于振動與噪聲控制要求，在計算懸置動剛度和阻尼，將懸置的動剛度和阻尼簡化為與激振頻率相關的函數。在設計的初期階段，由于懸置與車身連接點的動態力引起汽車座椅導軌的振動與駕駛員右耳旁噪聲的傳遞函數可以通過試驗、計算方法或借鑒以前的類似車型得到，而懸置懸上、懸下點的加速度可以由隔振率的要求確定。

3) 在路面的激勵下，基于車身評價點振動控制的要求，給出了液阻懸置動剛度和阻尼的確定原則與計算方法。

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10.16450/j.cnki.issn.1004-6801.2016.01.024

*國家自然科學基金青年基金資助項目(51305139)；中央高校基本科研業務費面上資助項目(2013ZM0016);廣東省自然科學基金資助項目(2014A030313254)

2014-05-04；修回日期：2014-06-25

TH113.1； TB53； U463.2； U463.33

劉曉昂，女，1989年3月生，博士研究生。主要研究方向為汽車振動與噪聲控制、動力總成懸置系統的設計。 E-mail: xiaoang314@163.com 通信作者簡介：殷智宏，女，1982年2月生，講師。主要研究方向為汽車振動噪聲分析與控制、汽車動力學、橡膠隔振、懸架系統設計與主動控制。 E-mail:mezhyin@scut.edu.cn