某車型發動機后懸置支架NVH性能分析與優化

王俊鵬 袁麗蕓 劉燦禮 金浩

摘 要：針對某車型全加速工況下引起的車內噪聲及底板振動問題，應用LMS公司的Test.Lab動態測試系統對發動機動力總成進行振動、噪聲和不平順性測試，通過頻譜分析和模態實驗響應分析找到引發車內噪聲和振動的相關故障頻率；通過Hyperworks軟件對發動機后懸置支架進行仿真計算，對比試驗結果和仿真結果，發現其低階固有頻率過低，與發動機的工作狀態頻率發生共振，使車內聲品質變差，主觀感覺底板有明顯抖動.為此提出改進發動機后懸置支架結構來改變支架固有頻率的方案，使其與發動機工作頻率錯開.進一步試驗發現，車內噪聲和底板抖動問題得到明顯改善.

關鍵詞：發動機；后懸置支架；固有頻率；模態實驗；仿真分析

中圖分類號：U464 文獻標志碼：A

0 引言

汽車NVH技術是汽車研發的核心技術之一，其好壞在很大程度上將影響汽車的生產與銷售情況[1].為了提高汽車整體的NVH性能，在整車設計過程中，應盡量避免汽車零部件固有頻率與發動機工作頻率相近，以發生共振進而產生噪聲，影響車內舒適性，甚至損壞汽車的零部件，縮短汽車的使用壽命[2-5].

發動機懸置支架是連接車身和發動機的重要部件，不僅具有支撐發動機的作用，也是緩沖發動機橫向慣性力的不可替代的零部件，在一定程度上還影響著汽車的舒適性.汽車零部件發生共振進而影響整車NVH性能是非常常見的現象，因此在設計中應盡量避免發生共振；最為直接的手段就是盡量使部件的固有頻率避開發動機工作頻率帶，進而提高整車的NVH性能.因此，多年來學者們對某些車型的發動機懸置支架的NVH性能進行了大量的研究[6].其中，采用LMS動態測試系統可直觀顯示車內聲品質與結構振動特性， 而將有限元模態分析法與模態試驗分析法相結合，是對其進行聲振性能分析所采用的最為常見的方法[7].模態試驗分析能對結構進行可測可控的動力學分析，是進行各項動力分析的前提和基礎，可為振動系統的動態設計和故障診斷提供數值依據[8].有限元模態分析是將待分析的結構離散為有限個形狀簡單的網格單元，對其進行單元分析后再將其整合起來，根據整體動力學的平衡方程來進行近似動態計算的一種方法.蘇新濤等[9]遵循減小大平面、剔除多余結構、壁厚均勻、突出筋骨的原則對發動機后懸置支架的側筋和底部結構進行加強優化，不僅解決了支架在振動強化實驗中由于側筋根部應力集中出現的開裂問題，而且在確保結構的強度性能的前提下既保證了材料替換的合理性又降低了部件的重量.呂兆平等[10]采用變密度法分析了發動機懸置支架的模態頻率，從支架所受應力入手進行分析計算，對零件進行了結構拓撲優化.

基于此，本文針對某車型在全油門加速時，乘員明顯感覺到車內后排座椅有低頻轟鳴聲和地板抖動問題，擬通過測試分析該現象存在的原因，再采用有限元仿真和實驗測試相結合的方法，提出該問題的解決方案.

1 噪聲振動測試與模態試驗分析

為了研究某車型在全油門加速時，乘員明顯地感覺到車內后排座椅有低頻轟鳴聲和底板抖動問題這一現象存在的原因，將通過全油門加速噪聲與振動測試以及模態實驗來進行分析.其中，某車型汽車為直列四缸四沖程發動機，其第k階（k=2，4，6，… ）工作頻率fk（Hz）與發動機曲軸轉速n（r/min）間的關系為[3]：

在全油門加速的工況下，該車型汽車的轉速區間為750 r/min～4 000 r/min，由式（1）可知，發動機在以上轉速段下的主諧次激勵頻率在50 Hz～267 Hz之間.根據工程經驗，初步判斷車內噪聲和地板振動的原因可能是：發動機動力總成懸置系統的模態頻率過低，與發動機主諧次的某個激勵頻率相重合從而發生共振.一般而言，發動機的聲壓級諧波特征明顯，而且在前10階噪聲中，2，4，6，8階是最突出的諧次.為此，需進一步進行全油門加速噪聲與振動測試分析進行確認.

1.1 全油門加速噪聲與振動測試分析

實驗采用LMS公司的Test.Lab動態測試系統的Signature Acquisition模塊采集數據.在右側后排乘客左耳布置麥克風用以監測此處聲壓級，來檢測車內噪聲情況；在發動機后懸置支架處布置一個PCB加速度傳感器，來監測車輛在加速過程中支架的+Z向振動特性.車輛以3檔全油門加速到4 000 r/min的工況下進行數據采集，對時域信號數據作相關處理后，獲取此工況下噪聲和振動測試彩圖結果如圖1和圖2所示.圖1所示噪聲彩圖顯示各階次噪聲主要集中在148 Hz～179 Hz之間，有較明顯轟鳴聲；圖2則表明振動集中在151 Hz～256 Hz之間.由式（1）可知，此四缸機的發火頻率階次為2 階時，對應的激勵頻率為156 Hz.該頻率最有可能是引起車內噪聲過大的共振頻率.

1.2 模態實驗分析

由1.1節分析可知，在車輛全加速過程中，發動機轉速達到2 200 r/min～2 700 r/min時地板抖動嚴重，且有明顯轟鳴聲，這可能是發動機后懸置支架的低階模態固有頻率過低，與工作狀態下的發動機發生共振所致.為了驗證推測是否正確，需要對發動機后懸置支架進行結構模態實驗分析.實驗采用LMS動態測試系統中的Impact Testing模塊進行信號采集，在支架橫梁處粘貼5個PCB三向加速度傳感器，位置如圖3所示.由于振動能量主要集中在低頻段處，為了試驗的合理性，本次實驗主要觀察300 Hz以內的固有頻率.考慮到支架的自由模態要比其約束模態高的多，因此該模態實驗支架在整車約束情形下進行.用移動力錘敲擊發動機后懸置支架在整車坐標系下的+Z， +Y，+X三個方向（敲擊點如圖4所示），得到支架和橫梁整體的振型圖如圖5所示.

由圖5可知，發動機后懸置支架橫梁的5階、7階、9階和12階固有頻率分別為143 Hz，161 Hz，179 Hz，256 Hz，均在發動機全加速工作頻率范圍內. 圖6為對應頻率下發動機后懸置支架橫梁振型圖.由此可判斷在發動機全加速運行時，轉速達到2 200 r/min～2 700 r/min時，支架系統出現的低頻共振引起了車內低頻轟鳴聲和地板抖動，致使整車的NVH性能下降，使乘員感到不適.

為了便于順利進行后續的優化方案，需要進一步驗證共振產生的原因，下節將利用有限元軟件對發動機后懸置支架系統進行仿真計算分析.

2 發動機后懸置支架的模態仿真分析

2.1 有限元模型的建立

因發動機后懸置支架與車架橫梁為剛性連接，以CAD模型為基礎，利用Hyperworks軟件對車架系統進行CAE分析.在Hyperworks 中通過劃分網格、定義材料屬性及部件之間的連接方式建立有限元模型，采用四面體單元進行網格劃分，考慮模型尺寸，盡可能提高計算精度，將平均單元尺寸定為8 mm×8 mm.楊氏模量、泊松比和材料的密度分別為E=1.70 GPa，？滋=0.3，？籽=7.35 g/cm3.簡化后車架重量為139.4 kg，螺栓連接和焊接均采用RBE2單元模擬，并將其作為約束點和載荷點.車架模型如圖7所示.

對發動機后懸置支架安裝點頻響進行分析，在安裝點加載單位載荷，輸出Z向加速度.圖8所示為發動機后懸置支架模型圖.

2.2 發動機后懸置支架模態仿真分析

利用 Hyperworks-Optistruct 軟件對建立好的車架系統有限元模型進行模態計算分析，獲得發動機后懸置支架前后安裝點響應曲線，如圖9所示.

由圖9可以看出，發動機后懸置支架前后安裝點在148 Hz，158 Hz， 179 Hz ，258 Hz都有較高的響應峰值，支架安裝點后點與前點對比響應峰值較小，因此，后面可針對后點響應進行研究.由此導出頻率響應高峰值對應的模態振型如圖10所示.

從圖10可以看出，車架在148 Hz和179 Hz處發生垂彎，在158 Hz處發動機后懸置支架安裝橫梁整體發生擺動，在258 Hz處車架發生扭轉.對比圖5與圖9發現，模態實驗結果與仿真結果固有頻率相差在3%以下，說明此仿真模型可信，也進一步證實了在全加速工況下車內低頻轟鳴聲和地板振動問題是由于發動機后懸置支架系統低階固有頻率過低從而與發動機激勵發生共振所致.

3 發動機后懸置支架總成NVH性能優化方案的確定

觀察仿真模態振型圖發現，4個頻率下前安裝點在Z向均有較大振動，在158 Hz處Y向振動也較大，因此考慮發動機支架Z向或支架所在橫梁Z向和Y向剛度不足，因此選擇合適優化方案來提高剛度達到所需要求.為避免發生共振現象，采取最為直接的方式就是降低系統質量以提高模態頻率，或增加系統剛度以改善發動機后懸置支架總成的動力學特性.但在實際工程中在滿足強度要求下輕量化難度較大且材料成本較高，因此一般選擇后者作為優化手段.

針對發動機后懸置支架總成模態振型較大位置，對支架及所在橫梁結構做出圖11～圖12所示3種優化方案.

其中，方案一（OPT1）在支架前后安裝點之間增加兩條加強筋，兩側豁口封閉（圖11（a）所示），在支架下方增加連接件（圖11（b）所示），以增加整車坐標系下后懸置支架Z向剛度. 方案二（OPT2）、方案三（OPT3）通過改變橫梁厚度來提高橫梁Z向和Y向剛度（圖12所示）.將橫梁厚度由2.5 mm增厚到3.5 mm作為OPT2；考慮到結構材料的合理布局，在盡量不影響其強度和性能的基礎上達到產品的輕量化，以期實現降低制造成本的目標，由此就有OPT3，將橫梁厚度由2.5 mm增厚到3 mm.

圖13給出了3種布置方案下的發動機后懸置支架安裝點的頻響曲線對比，由圖可以看出，OPT1與原狀態相比，發動機后懸置支架安裝點在179 Hz 峰值略微降低，高峰值258 Hz顯著降低并移至高頻；OPT2在148 Hz，158 Hz，179 Hz，258 Hz響應峰值均顯著降低.峰值向高頻移動，成功避開發動機工作頻率帶；OPT3在148 Hz，158 Hz，179 Hz，258 Hz響應峰值均顯著降低，但與OPT2相比效果略差.

3種方案的頻響曲線峰值相對于初始方案（圖中BASE所示）均有較顯著降低，但比較3種方案下安裝點頻響曲線發現，OPT2較OPT1，OPT3有較明顯的效果.比較3種方案的動剛度如表1所示.

由表1得出，3個優化方案在高峰值頻率段內的等效動剛度都有提高，OPT2及OPT3較顯著，但OPT2較明顯，因此確定OPT2為本文優化方案.

4 新方案支架總成實驗驗證分析

將新方案焊接件應用于整車后，針對NVH性能問題對發動機后懸置支架頻響實驗進行分析，實驗方法與前述實驗過程相似，得到車內右后排乘客左耳噪聲和發動機后懸置支架安裝點Z向振動特性，如圖14和圖15所示.通過圖14與圖1相比，發現在發動機共振帶中顏色變淺；圖15與圖2相比，發現發動機轉速1 000 r/min～3 200 r/min響應整體變小，彩圖顏色變淺，說明發動機變速去懸置支架固有頻率升高，在151 Hz～256 Hz之間共振響應顯著變小.

對新方案支架進行模態實驗，得到支架安裝點模態試驗頻率響應圖如圖16所示，比較圖5與圖16發現支架固有頻率向高頻移動.在車輛全油門加速過程中，車內轟鳴聲高峰消失，地板抖動問題消失，整車內NVH性能進一步提高，以上驗證了優化方案的可行性.

5 結論

針對某車型全油門加速時車內噪聲問題和地板振動問題，通過實驗與仿真計算分析得知：發動機后懸置支架的低階固有頻率過低在發動機工作頻率范圍內，當發動機轉速一定時激勵頻率與支架固有頻率相近發生共振，將影響整車NVH性能.為了提高系統整體剛度對支架系統結構進行改進，改變了支架總成的固有頻率，同時避開了發動機的共振頻率帶，達到了改善車內聲品質的目的.本文的優化手段簡單易行，可為同類型的汽車NVH性能優化問題提供一定的思路.

參考文獻

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Abstract： Aiming at the vehicle interior noise and the floor shaking problem arising under the whole open throttle condition， vibration， noise and irregularities of the engine power assembly are tested by using the Test.Lab dynamic testing system of LMS Company. Based on the frequency spectrum analysis and modal experiment response analysis， the related failure frequency of the problem is found. The modal analysis on the engine rear suspension bracket of the automobile was simulated by Hyperworks software. Comparing the simulation results with the testing results， it is found that the resonance will occur between the rear suspension bracket and the engine， because the inherent frequency of lower order of the bracket is too low to approximate to the engine's working frequency. So the floor would subjectively shake obviously， and the sound quality in the automobile would be poor. Hence， an improving scheme on the design of the structure of the engine rear mount bracket is proposed to avoid the coincidence of the natural frequency for the bracket with the engine's working frequency. Further testing proves that the arising problem has been improved significantly.

Key words： engine； rear suspension bracket； natural frequency； modal testing； simulation

（學科編輯：黎 婭）