矩形梁式前副車架車型車內(nèi)轟鳴的優(yōu)化

金 巖

(1 中國汽車工程研究院股份有限公司 重慶 401122)

(2 汽車振動噪聲和安全技術(shù)國家重點實驗室 重慶 401122)

0 引言

轎車的前副車架連接了懸架系統(tǒng)、車身和動力總成，是汽車底盤的重要部件。副車架是傳遞動力總成激勵和路面激勵的路徑，其動力學性能是影響汽車振動噪聲性能的重要因素[1]。從副車架的結(jié)構(gòu)形式劃分，可以將副車架分為矩形梁式和蝶形梁式。矩形梁式的副車架在國內(nèi)外車型上受到廣泛的應(yīng)用。

通常矩形梁式副車架通過橡膠襯套連接在車身上。橡膠襯套可以較好地衰減來自路面的激勵，從而使整車具有較好的路噪表現(xiàn)。但同時副車架與車身之間的彈性連接，將會引入頻率較低的模態(tài)；在受動力總成扭矩波動和往復(fù)慣性力激勵時，副車架的模態(tài)易被激發(fā)出來，如果不進行良好的優(yōu)化匹配將導致整車NVH性能惡化[2]。

本文以某配置矩形梁式副車架的車型為研究對象，對加速工況和勻速工況車內(nèi)嚴重轟鳴問題進行了分析研究。通過測試手段分析了轟鳴問題的主要激勵源和和傳遞路徑，并通過優(yōu)化懸置系統(tǒng)和增加動力吸振器的方式使車內(nèi)轟鳴得到極大的改善，提升了整車的NVH水平。

1 車內(nèi)噪聲測試分析

本文的研究對象為配備1.8 L 自然吸氣發(fā)動機和6 檔手動變速器的三廂轎車。在進行主觀駕評時發(fā)現(xiàn)，勻速行駛100 km/h 時車內(nèi)后排噪聲壓迫感明顯，3 檔加速時2200～2400 r/min 時車內(nèi)后排有明顯的轟鳴現(xiàn)象。圖1是噪聲的測點位置，傳聲器安裝在車輛后排右側(cè)座椅靠近成員左耳的位置。圖2是100 km/h 勻速行駛時后排車內(nèi)噪聲的頻譜曲線，從圖中可以看出78 Hz 附近頻率的噪聲幅值最大，達到59.5 dB(A)，比其他頻率成分的噪聲高10 dB 以上。此時車輛的檔位為6 檔，發(fā)動機的轉(zhuǎn)速為2350 r/min，可以確定該頻率為發(fā)動機的二階。

圖1 噪聲測點的位置Fig.1 Noise measurement position

圖2 100 km/h 勻速行駛后排車內(nèi)噪聲Fig.2 Noise measurement result at 100 km/h

圖3是3 檔加速工況下車輛車內(nèi)后排噪聲的測試結(jié)果。在2200～2400 r/min 后排車內(nèi)噪聲異常增大，與主觀評價結(jié)果相吻合；發(fā)動機的二階成分占主導，頻率范圍為73～80 Hz，最大幅值超過70 dB(A)。

圖3 3 檔加速車內(nèi)后排噪聲Fig.3 Noise measurement results during acceleration

2 傳遞路徑分析

采用屏蔽手段排除了進排氣噪聲的影響后，車內(nèi)的轟鳴感依然存在。可以確定該車型的轟鳴問題主要來自動力總成激勵引起結(jié)構(gòu)共振導致的結(jié)構(gòu)聲。故此，對結(jié)構(gòu)聲的傳遞路徑進行了有針對性的排查。

圖4是該車型的前副車架的結(jié)構(gòu)形式，副車架與車身之間在A、B、C、D四個位置通過橡膠襯套與車身連接。

該車型采用了4 點懸置的布置方案，布置方案見圖5。動力總成前后懸置的安裝點在副車架的前后橫梁的位置(圖4中點1 和點2)，左右懸置安裝在車身的左右縱梁上。動力總成激勵的傳遞路徑主要為兩條：一條是通過左右懸置傳遞到車身上；另一條是通過前后懸置傳遞到前副車架，再通過副車架安裝點(圖4中A、B、C、D)傳遞到車身上。

圖4 副車架結(jié)構(gòu)和安裝形式圖Fig.4 Front sub-frame and mounting sketch

圖5 動力總成懸置的布置俯視圖Fig.5 Sketch of powertrain mounting system

這里對該車型加速工況下懸置位置的振動進行了測試。4個懸置位置振動的測試結(jié)果中，前懸置安裝點位置的振動特征與車內(nèi)噪聲測試結(jié)果吻合得最好。圖6是加速過程前懸置位置z向振動的測試結(jié)果。圖6中可見在2200～2400 r/min 的轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)，前副車架位置z向存在著振動突增的現(xiàn)象，推測副車架在動力總成的激勵下產(chǎn)生了共振。

圖6 前懸置隔振的測試結(jié)果z 向Fig.6 Vibration test result of front mount z direction

圖7是副車架前懸置安裝點原點z向的頻率響應(yīng)傳遞函數(shù)(Frequency response function,FRF)測試結(jié)果，78 Hz附近存在一個明顯的響應(yīng)峰值。為了確定副車架的動力學特性，在整車的安裝狀態(tài)下對副車架的模態(tài)進行了測試。測試系統(tǒng)采用LMS 公司Test.lab 振動噪聲測試系統(tǒng)及模態(tài)分析軟件，采用力錘法對副車架進行激勵，采用多輸入和多輸出(Multiple-input multiple-output,MIMO)的方法對副車架的模態(tài)進行識別。

圖7 副車上點1z 向的原點頻率響應(yīng)特性Fig.7 FRF test result of Point 1 at sub-frame z direction

圖8為副車架模態(tài)試驗現(xiàn)場及副車架第一階的模態(tài)振型測試結(jié)果。頻率為78.8 Hz，與車內(nèi)轟鳴的頻率對應(yīng)得很好。該階模態(tài)的振型主要為副車架前橫梁z方向彎曲振動，而副車架后橫梁振動不明顯。

除此之外，又對每個懸置安裝點到車內(nèi)后排的噪聲傳遞函數(shù)(Noise transfer function, NTF，指的是單位激勵力作用下車內(nèi)的噪聲響應(yīng)，單位為dB/N)進行了測試，測試結(jié)果見圖9。

從測試結(jié)果上看，前懸置在副車架上的安裝點(點1)z方向到車內(nèi)噪聲的NTF 的曲線上存在一個78 Hz 的峰值，與加速、勻速工況車內(nèi)噪聲峰值頻率相對應(yīng)，幅值達到了72 dB/N；而后懸置安裝點(點2)z向到車內(nèi)后排NTF 的曲線特征相似，78 Hz的峰值比前懸置安裝點小4 dB/N 左右，這個結(jié)果與副車架第一階模態(tài)(圖8)所示的副車架前部更敏感的特征相吻合。

圖8 副車架的模態(tài)測試及模態(tài)振型Fig.8 Mode test and mode shape of sub-frame

除此之外又測試了A、B、C、D四個副車架安裝點到車內(nèi)的NTF。4 個安裝點z向到車內(nèi)NTF在78 Hz 附近也有明顯的峰值，但幅值較副車架上懸置的安裝點(點1 和點2)到車內(nèi)的NTF 小2～5 dB/N。該試驗結(jié)果證明了副車架模態(tài)對NTF 起放大作用；同時也說明車身本身在78 Hz 附近的靈敏度較高。

圖10是車內(nèi)聲場有限元分析(Finite element analysis, FEA)模型，該模型約由94×104個四面體單元構(gòu)成。圖11是該車型第一階的空腔模態(tài)的計算結(jié)果。

圖10 聲腔有限元模型Fig.10 Interior cavity FEA mode

振型為前后方向，駕駛室的前部和后部是聲壓最大部分，頻率為76.4 Hz，與副車架的模態(tài)非常接近。分析圖9中前懸置安裝點(點1)到前后排的NTF曲線可以發(fā)現(xiàn)，到后排的NTF曲線在78 Hz附近的峰值遠遠高于到前排(駕駛員耳旁)的峰值，這是由于對于這一階聲腔模態(tài)，后排測點位置比前排測點更接近于聲壓級更大的位置(圖11)。

圖9 車身主要接附點到車內(nèi)噪聲傳遞函數(shù)Fig.9 NTF test result of different point to cabin interior

圖11 第一階聲腔模態(tài)分析結(jié)果Fig.11 First cavity mode shape by CAE analysis

綜合以上分析結(jié)果可以得出結(jié)論：該車型加速和100 km/h 勻速行駛過程轟鳴的激勵源來自動力總成，動力總成的激勵使前副車架產(chǎn)生了共振，同時副車架模態(tài)與車內(nèi)空腔模態(tài)的耦合作用進一步放大了響應(yīng)，從而導致了車內(nèi)的嚴重轟鳴。

3 優(yōu)化方案與效果驗證

根據(jù)以上的結(jié)論，可以采用以下措施改善車內(nèi)轟鳴問題：優(yōu)化動力總成懸置系統(tǒng)，減小動力總成傳遞到副車架上的力；調(diào)整副車架襯套的剛度、副車架的結(jié)構(gòu)，避免副車架模態(tài)與聲腔模態(tài)耦合；使用動態(tài)吸振器。

考慮到工程可行性，調(diào)整副車架襯套的剛度、優(yōu)化副車架的結(jié)構(gòu)涉及到更多的設(shè)計變更和后期的驗證工作，因此這里采取了優(yōu)化動力總成懸置以及增加動力吸振器的措施。

此外，為了減小動力總成對副車架的激勵，這里對懸置系統(tǒng)進行了優(yōu)化計算。在保證動力總成懸置系統(tǒng)的解耦度、滿足工況要求的前提下降低了前后懸置z向的動剛度，其中前懸置z向的動剛度由60 N/mm 降低到的48 N/mm，后懸置z向動剛度由120 N/mm 降低到110 N/mm。同時為了避免降低剛度所導致的線性段不足的問題，增大了前后懸置橡膠體的直徑，直徑由于原來的65 mm 增大到80 mm。圖12是優(yōu)化后的前懸置樣件。

圖12 改進后的前懸置樣件Fig.12 Prototype of front mount after optimization

在汽車振動噪聲控制領(lǐng)域，用動力吸振器控制結(jié)構(gòu)共振導致的振動噪聲問題是較為常用的方式[3?4]。動力吸振器的結(jié)構(gòu)原理如圖13所示。其原理是在振動物體上附加一個彈簧質(zhì)量系統(tǒng)，附加系統(tǒng)與主系統(tǒng)成反相位的振動從而衰減主系統(tǒng)的振動[5?6]。

圖13 動力吸振器的原理圖Fig.13 Sketch of dynamic damper

通過附加彈簧-質(zhì)量系統(tǒng)單自由度的系統(tǒng)變成兩自由度系統(tǒng)。此時，主系統(tǒng)和吸振器的振動幅值見公式(1)和公式(2)：

其中：Xst=F/k1是主系統(tǒng)靜位移；是主系統(tǒng)的圓頻率；是吸振器的圓頻率；ω是激勵的圓頻率。

如果ω1=ω2，則當激勵力的圓頻率ω=ω1時，吸振器振幅將達到最大，而主系統(tǒng)的振動幅值為0，從而達到減少主系統(tǒng)振動的目的。

圖14是吸振器的樣件。吸振器安裝副車架上，位置靠近前懸置安裝點的下方。吸振器的質(zhì)量塊(鋼)和安裝基座之間通過橡膠硫化的方式連接在一起；橡膠起到連接作用的同時也提供了彈性和阻尼；吸振器的安裝基座與副車架之間通過螺栓連接。吸振器質(zhì)量塊為1.05 kg，設(shè)計頻率為78 Hz。

圖14 吸振器樣件Fig.14 Prototype of dynamic damper

將動力吸振器和優(yōu)化后的懸置樣件進行了裝車驗證。圖15是加速工況下車內(nèi)噪聲的測試結(jié)果對比。調(diào)整懸置后，3 檔加速的工況下2200～2400 r/min 轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)車內(nèi)二階噪聲降低了1～2 dB，但峰值仍較為明顯；在增加動力吸振器后二階噪聲進一步降低1～4 dB；主觀感受改善明顯，主觀評價可接受。圖16是原狀態(tài)和優(yōu)化后(優(yōu)化懸置+增加吸振器)100 m/h 勻速工況下車內(nèi)噪聲對比，78 Hz 的單頻噪聲降低6 dB 左右，主觀評價噪聲壓迫感消失。

圖15 優(yōu)化前后加速車內(nèi)噪聲對比Fig.15 Comparison of interior noise during acceleration

圖16 優(yōu)化前后勻速100 km/h 車內(nèi)噪聲對比Fig.16 Comparison of interior noise at 100 km/h

4 結(jié)論

本文對一輛帶有矩形梁式前副車架車型的車內(nèi)轟鳴問題開展了研究工作，得到以下結(jié)論：

(1)采用矩形梁前副車架與4 點懸置的底盤結(jié)構(gòu)方案時副車架承受了動力總成的垂向激勵，副車架的模態(tài)易被激發(fā)出來從而導致車內(nèi)噪聲的增大；

(2)彈性連接的前副車架模態(tài)頻率較低，容易與車內(nèi)空腔模態(tài)耦合，從而導致車內(nèi)噪聲問題的惡化，在設(shè)計前期應(yīng)避免；

(3)采用動力吸振動器的方案以及優(yōu)化懸置系統(tǒng)減小副車架受到的激勵等方式，能有效改善車內(nèi)的轟鳴問題。