動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)隔振原理分析及振動(dòng)解決措施

王方，彭宜愛，張興

（安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司，安徽 合肥 230601）

動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)隔振原理分析及振動(dòng)解決措施

王方，彭宜愛，張興

（安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司，安徽 合肥 230601）

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

動(dòng)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(píng)價(jià)汽車舒適性的關(guān)鍵指標(biāo)之一。動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)對(duì)整車的振動(dòng)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(jì)中較易實(shí)現(xiàn)，隔振功能在實(shí)車中受影響的因素較多，不易滿足隔振要求。

動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的首要功能是隔離動(dòng)力總成振動(dòng)向車身及車廂內(nèi)部的傳遞，尤其是控制發(fā)動(dòng)機(jī)在怠速工況下的低頻抖動(dòng)，并隔離發(fā)動(dòng)機(jī)在高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)引起的車廂內(nèi)高頻噪聲。因此動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)對(duì)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(jì)，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(dòng)

最簡(jiǎn)單的振動(dòng)由重塊和彈簧組成，自振頻率的計(jì)算公式：

其中K為彈簧剛度，m為重塊質(zhì)量。

實(shí)際上阻尼的存在會(huì)導(dǎo)致振動(dòng)振幅逐漸減小，直至振動(dòng)完全停止，這種現(xiàn)象稱為有阻尼的自由振動(dòng)。動(dòng)力總成的懸置系統(tǒng)阻尼很小，假設(shè)忽略不計(jì)，簡(jiǎn)化為最基本的模型，動(dòng)力總成相當(dāng)于重塊，懸置系統(tǒng)相當(dāng)于彈簧，因此可計(jì)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(duì)懸置系統(tǒng)的自振頻率大小起著關(guān)鍵性的作用。

1.2 強(qiáng)制振動(dòng)

在有阻尼的自由振動(dòng)中，同時(shí)向重塊施加一個(gè)周期性的外力，即存在強(qiáng)制的外激振動(dòng)，此時(shí)重塊有自由振動(dòng)又有外激的強(qiáng)制振動(dòng)，兩個(gè)振動(dòng)疊加，即為受迫振動(dòng)。顯然，發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)的振動(dòng)屬于受迫振動(dòng)。有兩類強(qiáng)制的外激振源，一類是內(nèi)振源，即是發(fā)動(dòng)機(jī)本身引起的振動(dòng)，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(dòng)力總成，這種道路不平引起的振動(dòng)，頻率較低，大約在1—3HZ。這兩種強(qiáng)制振動(dòng)均要求進(jìn)行隔離。

1.3 頻率響應(yīng)

根據(jù)振動(dòng)理論分析，當(dāng)強(qiáng)制振動(dòng)加到自由振動(dòng)的振波上，開始時(shí)運(yùn)動(dòng)比較復(fù)雜，一段時(shí)間后自振的振幅變的較小可忽略，這時(shí)只剩下強(qiáng)制振動(dòng)，這種振動(dòng)和頻率比有很大的關(guān)系。頻率比就是強(qiáng)制振動(dòng)頻率與自振頻率之比。強(qiáng)制振動(dòng)的振幅稱為輸入振幅，受迫振動(dòng)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(dòng)傳遞率。當(dāng)振動(dòng)傳遞率大于1時(shí)，振動(dòng)被放大，這是不希望的。當(dāng)振動(dòng)傳遞率小于1時(shí)，振動(dòng)減小，這是追求的。圖1是頻率比與振動(dòng)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(dòng)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(duì)此圖進(jìn)行分析整理得，可得到如下結(jié)論，

1）λ<1 時(shí)，振動(dòng)被放大。

2）λ=1 時(shí)，振動(dòng)專遞率最大，出現(xiàn)共振點(diǎn)，為系統(tǒng)的危險(xiǎn)點(diǎn)。該點(diǎn)對(duì)阻尼十分敏感，小的阻尼會(huì)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(gè)核心部門的年度營(yíng)收，Y表示旅游產(chǎn)業(yè)總營(yíng)收；LPi，t表示旅游產(chǎn)業(yè)各部門的勞動(dòng)生產(chǎn)率，LPi，b、LPi，f分別表示初始期與完結(jié)期的勞動(dòng)生產(chǎn)率。基準(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(dòng)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(dòng)只發(fā)生在隔振區(qū)域，必須對(duì)懸置系統(tǒng)固有特性和激勵(lì)兩個(gè)方面進(jìn)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(dá)到隔振要求。分析引起發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)的主要激勵(lì)，從激振頻率范圍中確定發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)和噪聲的關(guān)系

結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的振動(dòng)頻率可以分為兩種頻率范疇，一是振動(dòng)，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(dòng)和噪聲有密切的關(guān)系，發(fā)動(dòng)機(jī)，變速箱和傳動(dòng)軸等都是產(chǎn)生振動(dòng)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(shì)線相比，其中駕駛員右耳在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速4000rpm-5000rpm時(shí)轟鳴聲較大，主要與2階強(qiáng)相關(guān)；如圖2所示。

圖2 車內(nèi)轟鳴噪聲曲線圖

對(duì)整車NVH性能測(cè)試及分析后，現(xiàn)重點(diǎn)針對(duì)懸置系統(tǒng)方面對(duì)車內(nèi)轟鳴問題進(jìn)行排查。對(duì)懸置系統(tǒng)做如下工作：前后懸置手工整改后進(jìn)行NVH測(cè)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(jìn)行3擋WOT測(cè)試。由測(cè)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(gè)頻段降低，其中前排1800rpm-2400rpm最為顯著。可見，前懸置限位對(duì)WOT工況下的車內(nèi)噪聲有一定的影響，但對(duì)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(duì)比

2.2 后懸置割限位測(cè)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(jìn)行3擋WOT測(cè)試。由測(cè)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(dòng)機(jī)4150rpm時(shí)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(duì)比

2.3 右懸置排查及優(yōu)化

WOT工況下右懸置主動(dòng)支架在4000rpm-5000rpm振動(dòng)最大可達(dá)200m/s2，超出了正常的振動(dòng)大小范圍，同時(shí)右懸置主動(dòng)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(shí)受發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)產(chǎn)生巨大的振動(dòng)，故推測(cè)右懸置主動(dòng)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(dòng)支架FRF測(cè)試

2.3.1 右懸置總成與主動(dòng)支架分離

圖8 SWEEP工況車內(nèi)噪聲及右懸置振動(dòng)

車內(nèi)在SWEEP（定置）工況高轉(zhuǎn)速時(shí)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(jìn)一步確認(rèn)右懸置總成或右懸置主動(dòng)支架對(duì)此轟鳴的影響，現(xiàn)采取右懸置總成與右懸置主動(dòng)支架分離試驗(yàn)，如圖9所示，考慮到實(shí)施的方便性，通過SWEEP工況進(jìn)行驗(yàn)證。

圖9 右懸置進(jìn)行分離（去掉右懸置主動(dòng)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(shí)右懸置主動(dòng)支架上的振動(dòng)由200m/s2降低至50m/s2，由此可確定右懸置主動(dòng)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(dòng)支架及其安裝底座（自由振動(dòng)頻率) FRF確認(rèn)

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

圖11 右懸置主動(dòng)支架模態(tài)測(cè)試

圖12 右懸置主動(dòng)支架FRF測(cè)試圖片及數(shù)據(jù)

在去除右懸置主動(dòng)支架后，對(duì)其安裝底座進(jìn)行FRF測(cè)試，如圖13所示。由測(cè)試數(shù)據(jù)可知，如圖14，右懸置主動(dòng)支架安裝底座的模態(tài)頻率為390Hz，頻率較低。由此可進(jìn)行初步判斷，底座自身模態(tài)及動(dòng)剛度較低，在安裝右懸置主動(dòng)支架后，由自振頻率計(jì)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(dòng)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(dòng)支架安裝底座

圖14 右懸置主動(dòng)支架底座FRF測(cè)試圖片及數(shù)據(jù)

2.4 右懸置主動(dòng)支架底座優(yōu)化

增加安裝點(diǎn)底座厚度由10mm至15mm，加強(qiáng)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(dòng)支架底座

右懸置主動(dòng)支架底座與右懸置主動(dòng)支架裝配，通過CAE計(jì)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(dòng)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(dòng)支架模態(tài)

3、結(jié)論

本文通過對(duì)懸置系統(tǒng)隔振原理分析得出，解決動(dòng)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(dòng)只發(fā)生在隔振區(qū)域。由自由振動(dòng)理論可知，懸置軟墊的剛度對(duì)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(duì)某MPV車內(nèi)轟鳴噪聲問題對(duì)懸置系統(tǒng)進(jìn)行排查，最終解決轟鳴問題。右懸置主動(dòng)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(jì)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。