雙橫臂獨立懸架路噪性能的優化與改進

劉江波，曹斌

（安徽江淮汽車集團股份有限公司技術中心，安徽 合肥 230601）

前言

隨著駕駛者對車輛操穩性、舒適性的要求越來越高，匹配雙橫臂獨立懸架的中高級車型快速增長。雙橫臂獨立懸架具有良好的操作穩定性及乘坐舒適性，但由于比麥弗遜獨立懸架結構復雜、力的傳遞途徑多，導致車輪在受地面作用力后產生的振動，在車內形成了中、低頻噪聲（40-400Hz），影響了乘員的舒適性。

本文以匹配雙橫臂獨立懸架的某款中級轎車為研究對象，對路噪進行了系統的測試、分析和改進，提高了路面激勵引起的車內中、低頻噪聲性能。

1 雙橫臂獨立懸架設計方案

1.1 懸架的結構與參數

前、后懸架結構形式如圖1、2所示。

1.2 懸架的路噪設計指標

1.2.1 噪聲傳遞函數NTF原理三級標題

噪聲傳遞函數 NTF主要是指輸入激勵載荷與輸出噪聲之間的對應函數關系，用于評價結構對振動發聲的靈敏度特性。傳遞函數即NTF可以表示為：

其中：{P}表示特定位置的聲壓； [H(p/f)]表示從激勵源到目標位置聲壓響應的聲振傳遞函數；｛f｝表示施加在輸入位置的激勵力。

從公式可以看出，車內目標位置聲壓響應大小不僅跟激勵力大小有關，而且跟 NTF 有關，所以當激勵力大小改變困難時，就要求對 NTF 進行研究。

圖1 前懸架結構形式

圖2 后懸架結構形式

前、后懸架四輪定位參數如表1所示。

表1 前、后懸架四輪定位參數

1.2.2 噪聲傳遞函數NTF設計指標

前、后懸架，副車架安裝點對車內前排聲振傳遞函數（NTF）幅值≤55dB/N。

前、后懸架，副車架安裝點對車內后排聲振傳遞函數（NTF）幅值≤60dB/N。

2 試驗及數據采集

2.1 試驗條件及方法

2.1.1 試驗準備

在整車半消聲室內，樣車固定在舉升機上，整體最低固有頻率≈5Hz，NTF 頻率考察范圍設定為 40～400Hz。

設定數據采集系統參數頻率范圍為 0-512Hz，分辨率1Hz。

為了得到平滑曲線，對每次測量進行平均處理，平均次數 5次。測試設備包括激振部分（力錘）、響應拾振部分（噪聲傳感器）、數據采集分析（LMS 測試分析系統）。

2.1.2 力的傳遞路徑及測點布置

前懸架力的傳遞路徑：路徑1為輪胎輸入-下連桿前位副車架主動點-下連桿前位副車架被動點-副車架車身前連接點；路徑 2為輪胎輸入-下連桿后位副車架主動點-下連桿后位副車架被動點-副車架車身后連接點。

后懸架力的傳遞路徑：路徑1為輪胎輸入-下連桿前位副車架主動點-下連桿前位副車架被動點-副車架車身前連接點；路徑 2為輪胎輸入-下連桿后位副車架主動點-下連桿后位副車架被動點-副車架車身后連接點。

圖3 輪胎輸入點傳感器布置

圖4 下連桿前位副車架主動點傳感器布置

圖5 下連桿前位副車架被動點傳感器布置

圖6 副車架車身后連接點傳感器布置

2.1.3 實驗過程及數據采集

用力錘依次激勵懸架，前、后副車架與車體安裝點(Z 方向)，同時采集車內駕右、副左、后左及后右位置的噪聲信號。通過 LMS 測試分析軟件，采集各安裝點到車內各點的聲振傳遞函數即 NTF 曲線。如下圖所示為前懸下擺臂副車架安裝前點的X、Y向車內噪聲響應 NTF 曲線。

圖7 前懸下擺臂副車架安裝前點的X向車內噪聲響應

圖8 前懸下擺臂副車架安裝前點的Z向車內噪聲響應

根據實驗操作規范依次對前、后懸架12個測量點，按照針對影響車內噪聲響應的敏感方向用力錘擊，如圖所示。

圖9 錘擊示意圖

使用 LMS 測試分析系統開展數據采集，將每次對應的噪聲響應峰值數據記錄，如表2所示并判斷是否滿足設計要求。

表2 噪聲響應峰值數據記錄表

數據顯示前副車架與車身連接中、后點，下擺臂前安裝點及U型臂安裝支架車身側前點對車內噪聲貢獻量較大；后懸架的后下擺臂側安裝點、中及下擺臂側安裝點、后U型臂安裝支架車身側前點及后點對車內噪聲貢獻量較大。

3 原因分析及改進

通過對試驗數據進行頻譜分析，發現結構路噪的不合格點主要集中在 190–220Hz頻段之間，此頻段為輪胎聲腔模態頻率范圍。

3.1 前懸架對車內噪聲貢獻量較大的分析與改進

3.1.1 前副車架與車身連接點、下擺臂前安裝點原因分析

通過測量前副車架與車身連接中、后點，下擺臂前安裝點動剛度，數值 5000-10000N/mm；通過優化車身安裝點及副車架的結構，將動剛度數值優化為8000-11000N/mm。

3.1.2 U型臂安裝支架車身側前點原因分析

由于U型臂安裝支架車身側前點的車身空間結構有限，采用陶氏化學結構膠以增加車身側動剛度，圖10陶氏化學結構膠示意圖。

圖10 陶氏化學結構膠示意圖

3.2 后懸架對車內噪聲貢獻量較大的分析與改進

針對后懸架的后下擺臂側安裝點、中及下擺臂側安裝點、后U型臂安裝支架車身側前點及后點同樣采用增加局部動剛度由原來的方法使后懸架動剛度由8000-10000N/mm提升到12000-14000N/mm。

3.1.2 改進效果確認

前、后懸架，副車架安裝點對車內前排聲振傳遞函數（NTF）幅值≤55dB/N的確認。

如圖11所示，滿足設計要求。

圖11 前排聲振傳遞函數幅值測量

前、后懸架，副車架安裝點對車內后排聲振傳遞函數（NTF）幅值≤60dB/N的確認。

如圖12所示，滿足設計要求。

圖12 后排聲振傳遞函數幅值測量

4 道路測試與評價

將所有改進方案進行實施后開展道路測試與駕駛員主觀評價，道路類型包括水泥路面和瀝青路面，監測駕駛員耳旁噪音數據，監測結果如圖13、圖14所示，在水泥路面與瀝青路面車內駕駛員耳旁都滿足設計指標。另外，結合駕駛員主觀噪音評價，特別是對中、低頻段的感官效果良好，達到了同類車型最好水平。

圖13 水泥路面車內噪音

圖14 瀝青路面車內噪音

5 結論

正文本文對匹配雙橫臂獨立懸架的某款中高級轎車的路噪進行分析與改進，結合懸架特點制定合理的傳遞路徑，采用噪聲傳遞函數 NTF分析那一條路徑對車內噪聲貢獻量較大并制定合理的解決措施，提高了路噪性能，滿足了設計指標的達成及市場要求。

同時，結合改進方案的分析，系統掌握了雙橫臂獨立懸架的特性及設計方法、懸架系統與車身連接點的動剛度匹配設計方法、懸架彈性元件的剛度與車體剛度匹配的設計方法及采用噪聲傳遞函數 NTF分析力的傳遞路徑對車內噪聲貢獻量的分析方法及試驗方法，為懸架系統的 NVH性能指標設計奠定了堅實的技術基礎。

[1] 樂升彬.前雙橫臂獨立懸架的建模仿真與改進設計[J].吉林大學碩士學位論文.2004.5.

[2] 陳新,林逸等.彈性元件對懸架性能的影響[J].汽車技術.1996 (5) :11-13.

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[4] 溫強.懸架運動學/彈性運動學實驗方法及裝置的研究[J].同濟大學碩士學位論文.1999.12.

[5] 安徽江淮汽車集團股份有限公司內部材料.