摘要：對某 suv 車型動力總成懸置系統(tǒng)及相關部件進行優(yōu)化，以改善該車型 NVH 性能。對汽車二檔節(jié)氣門全開工 況進行摸底測試，分析存在問題；針對存在問題進行懸置系統(tǒng)及相關部件的模態(tài)分析試驗，并對部件振動與車內(nèi)噪聲的相關性進行力聲傳函分析，以找到共振部件；對懸置結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化，挖掘懸置隔振潛力；對懸置車身接附點進行原點動剛度分析，分析接附點動剛度對振動的影響。通過以上分析，對所發(fā)現(xiàn)的共振部件加裝動態(tài)吸振器，以消除共振帶，改進懸置結(jié)構(gòu)以優(yōu)化懸置隔振率，增強車身接附點動剛度，降低車身接附點振動。通過對比試驗數(shù)據(jù)得出結(jié)論，以上優(yōu)化方案使得汽車二檔加速噪聲得到降低，聲品質(zhì)得到改善。

關鍵詞：NVH；動力總成；懸置；動態(tài)吸振器；原點動剛度

中圖分類號：U467 文獻標識碼：A

NVH Performance Analysis and Optimization of a SUV Car

WANG Heng1, ZHANG Bo-han2
(1. Chongqing Jinkang SERES New Energy Vehicle Design Institute Co., Ltd., Chongqing 401135, China) （2. School of Automotive Engineering ,Chongqing University, Chongqing 400044, China）

Abstract: Optimized for the vehicle powertrain mounting system and related components, in order to improve the NVH performance of the SUV vehicle. In the second gear wide open throttle conditions to test the vehicle and analyzed the existed problems; In view of the problems exist in the test, the modal analysis test of the mounting system and related components was carried out, and the relationship between component vibration and vehicle noise was analyzed by noise transfer function analyzed to find the resonant part; The mounting structure was optimized and the potential of mounting vibration isolation was developed; The input point interaction of the attachment point of the mounting on vehicle body was carried out to analyzed the influence of the dynamic stiffness of the attachment point on the vibration. After the above analysis, through the installation of dynamic vibration absorbers in resonance components, resonance has been eliminated, improved mounting structure to optimize the mount isolation rate, enhanced the vehicle body dynamic stiffness, reduced the body vibration. Compared the experimental data to the conclusion, the above optimization program makes the second gear wide open throttle acceleration noise was reduced, the sound quality was improved.

Key Word: NVH; powertrain; mounting system; dynamic vibration absorber; input point interaction

隨著我國汽車市場的發(fā)展，消費者對汽車的評價標 準已從外觀、內(nèi)飾等大的方面轉(zhuǎn)向 NVH 等能突顯汽車 卓越品質(zhì)的細節(jié)問題，車企對旗下產(chǎn)品 NVH 性能也愈 發(fā)重視，NVH 開發(fā)已經(jīng)成為汽車研發(fā)過程中的重要一 環(huán)。其中，動力總成作為汽車的主要振動源與噪聲源， 其懸置系統(tǒng)的好壞直接影響到整車的振動與噪聲 [1]，可 以通過改善激勵振動狀況（降幅或移頻）或控制激勵源 振動噪聲向車內(nèi)的傳遞來提高乘坐舒適性[2]。

本文的研究對象為國內(nèi)某企業(yè)推出的 7 座型 SUV， 對其動力總成懸置系統(tǒng)的振動與噪聲性能進行分析與優(yōu)化。在懸置系統(tǒng)車身側(cè)及發(fā)動機側(cè)安裝三向智能加速度傳感器，在車內(nèi)駕駛員右耳處安裝傳聲器，用 LMS SCANDS 數(shù)采前端對車輛進行信號采集測試，對汽車部件進行模態(tài)、力聲傳函（NTF，Noise Transfer Function）、原點動剛度（IPI，Input Point Interaction）分析，通過相關性分析找出影響車輛 NVH 性能的部件及結(jié)構(gòu)，提出切實可行的改進方案，并對方案效果進行驗證。

1 NVH 性能分析

1.1 整車分析

對目標優(yōu)化車型進行摸底測試，測試工況為二檔節(jié)氣門全開（WOT，Wide Open Throttle） ，測得數(shù)據(jù)如圖 1 所示。結(jié)果顯示駕駛員右耳噪聲存在多處峰值，其中1524r/min、1960r/min、2341r/min、3242r/min 處峰值較明顯，嚴重影響車內(nèi) NVH 性能。對比階次圖可知，1524r/min 處噪聲峰值主要由發(fā)動機二階次噪聲貢獻，1960r/min 處噪聲峰值主要由發(fā)動機四階次噪聲貢獻，2341r/min 處噪聲峰值主要由發(fā)動機二階次噪聲貢獻，3242r/min 處峰值主要由發(fā)動機二階次、四階次噪聲共同貢獻；由圖 2 所示的 Colormap 圖可以看出，噪聲主要由 2 階次貢獻，并在 211Hz、370Hz 附近存在共振帶。


圖 1 二檔 WOT 工況下車內(nèi)噪聲


圖 2 二檔 WOT 工況下車內(nèi)噪聲 Colormap 圖

1.2 模態(tài)分析

模態(tài)分析可分為有限元模態(tài)分析及試驗模態(tài)分析。有限元模態(tài)分析是將待測的結(jié)構(gòu)模型離散為有限個形狀簡單的網(wǎng)格單元，對其進行單元分析后再整合結(jié)果；試驗模態(tài)分析是指對結(jié)構(gòu)上某點進行激勵，測得響應后得到其頻率響應特性，根據(jù)激勵不同又可分為脈沖激勵、階躍激勵、快速正弦掃描。LMS Test.Lab 提供了錘擊法測模態(tài)的方法，具有簡便易行的特點，因此在工程應用中對于零部件的模態(tài)分析多采用錘擊法測模態(tài)，即激勵形式為脈沖激勵的試驗模態(tài)分析。

表 1 模態(tài)分析數(shù)據(jù)




針對摸底試驗中出現(xiàn)的共振帶，需要分析動力總成及其相關部件的模態(tài)，對副車架、左懸置、右懸置、后懸置拉桿、后懸置主動端、右懸置主動端支架、左懸置主動端支架進行模態(tài)分析。利用 LMS Test.Lab 中提供的Impact Testing 及 Modal Analysis 功能對部件進行建模及模態(tài)分析。根據(jù) Colormap 圖分析結(jié)果，需要關注 370Hz 及 212Hz 頻率附近的模態(tài)。

模態(tài)分析的結(jié)果如表 1 所示，可知在右懸置主動端支架及右懸置存在 370Hz 左右的模態(tài)，副車架及后懸置拉桿存在 211Hz 左右的模態(tài)。

1.3 力聲傳函分析

NTF 是指輸入激勵載荷與輸出噪聲之間的對應函數(shù)關系，用于評價結(jié)構(gòu)對振動發(fā)聲的靈敏度特性[3]，是一種簡化的傳遞路徑分析方法，而傳遞路徑分析方法是振動源對噪聲貢獻量識別簡便而有效的方法[4,5]。在激勵點粘貼 PCB 三軸加速度傳感器以測量輸入激勵，在車內(nèi)駕駛員右耳處安裝麥克風以測量噪聲響應[6]。

由模態(tài)分析可知，在右懸置主動端支架及右懸置存在 370Hz 左右的模態(tài)，副車架及后懸置拉桿存在 211Hz左右的模態(tài)，因此需要對右懸置主動端支架、右懸置、副車架、后懸置拉桿進行 NTF 分析，由結(jié)果圖 3 可知，在右懸置主動端支架、副車架上的激勵分別在 378Hz 與 212Hz 處對車內(nèi)噪聲有貢獻，因此確定車內(nèi) 370Hz 左右共振帶由右懸置主動端支架共振引起，212Hz 左右共振帶由副車架共振引起。


圖 3 力聲傳函（NTF）分析

1.4 原點動剛度分析

原點動剛度是指激勵力作用的點和響應點是同一點，測得的剛度即稱為原點動剛度。在輸入激勵力一定時，原點動剛度越大，連接點的位移響應就越小，同理，加速度阻抗越大，加速度響應越小。式（6）表示的是原點導納，其倒數(shù)即為原點動剛度[7]。

             （6）

式中， 為各階模態(tài)； 為模態(tài)剛度矩陣； 為模態(tài)坐標下的模態(tài)質(zhì)量矩陣； 為模態(tài)阻尼矩陣。

IPI 是指系統(tǒng)加速度導納，是表示加速度響應與輸入激勵力的傳遞函數(shù)，是加速度阻抗的倒數(shù)，一般來說，人們習慣將 IPI 稱為原點動剛度。IPI 由公式（7）表示。

              （7）

式中，x為系統(tǒng)的位移；F為系統(tǒng)的激勵力； 為系統(tǒng)加速度響應； 為動剛度。

與懸置系統(tǒng)相關的車身結(jié)構(gòu)為懸置在車身的接附點，懸置接附點的動剛度對車內(nèi)噪聲有較大影響，因此對懸置車身接附點進行原點動剛度測試。

目標動剛度參考值上下限設為 3000N/mm 及 10000N/mm。參考標準曲線繪制公式如下：

                  （8）

用 LMS test.Lab 對右懸置車身側(cè)三個安裝點進行 IPI 測試，得到如圖 4 所示的結(jié)果。


（a）右懸置縱梁前安裝點 IPI


（b）右懸置縱梁后安裝點 IPI


（c）右懸置輪轂包安裝點 IPI
圖 4 右懸置車身側(cè)安裝點 IPI 測試

分析圖 4 所示結(jié)果可知，右懸置三個安裝點在 Y方向不能滿足設計要求，其中右懸置縱梁前安裝點 Y 向動剛度在 80Hz、125Hz 頻率附近高于目標動剛度上限，右懸置縱梁后安裝點 Y 向動剛度在 80Hz、140Hz 頻附近高于目標動剛度上限，右懸置輪轂包安裝點 Y 向動剛度在 80Hz、170Hz 頻率附近高于目標動剛度上限，當外界激勵在此頻率附近時，更容易引起共振，影響聲品質(zhì)。

2 NVH 性能優(yōu)化

2.1 動力吸振器的應用


圖 5 二自由度振動系統(tǒng)

動力吸振器原理如圖 5 所示，其中分別為主振系統(tǒng)的質(zhì)量、彈簧剛度和阻尼系數(shù)，分別為吸振器的質(zhì)量、彈簧剛度和阻尼系數(shù)， 為作用于主振系統(tǒng)的激勵力，該系統(tǒng)的運動微分方程為[8]：




可以得到主振系統(tǒng)的振動響應為：

                        （3）

式中：



由式（3）可以看出，若 ，即吸振器頻率與激勵頻率相同，則主振系統(tǒng)的振動響應將大幅度衰減。這為動力吸振器的應用提供了理論依據(jù)。


（a）副車架 4 階 232.5Hz 模態(tài)振型


（b）右懸置主動端支架 1 階 376.7Hz 模態(tài)振型
圖 6 副車架與右懸置主動端支架模態(tài)振型

由前面所做的模態(tài)分析及 NTF 分析可知，副車架及右懸置主動端支架存在共振，因此需要對這兩個部件進行加裝動態(tài)吸振器。分析如圖 6 所示副車架模態(tài)振型可知，副車架的振型為副車架中間點沿 Z 軸上下振動，并且振幅較大，根據(jù)模態(tài)分析原理，吸振器安裝點選取振幅最大處[9]，因此選擇副車架中間點為動力吸振器安裝點。分析右懸置主動端支架模態(tài)振型可知，主動端支架具有繞 X 軸的上下擺動，因此選擇右懸置主動端支架上表面為動力吸振器安裝點?？紤]安裝空間尺寸及零件干涉等問題，設計右懸置主動端支架吸振器及副車架吸振器如圖 7 所示。


圖 7 動力吸振器安裝示意


（a）車內(nèi)噪聲對比


（b）聲品質(zhì)對比
圖 8 加裝動力吸振器后效果對比

分析試驗結(jié)果圖 8 可知時，副車架加裝 212Hz 動力吸振器時，在發(fā)動機轉(zhuǎn)速 2751r/min~3984r/min 之間聲壓級明顯降低，可降低 1.2dB，根據(jù)副車架加裝 212Hz 動力吸振器及右懸置主動端支架加裝 378Hz 動力吸振器方案結(jié)果與原狀態(tài)進行對比可以看出，在發(fā)動機轉(zhuǎn)速1959r/min 之后聲壓級明顯降低。由 Colormap 圖可知，加裝動力吸振器后，212Hz 附近及 378Hz 附近共振帶明顯消失。

2.2 懸置及接附點優(yōu)化

表示懸置隔振情況可以采用振動傳遞率表示，公式表示如下[10]：

                     （4）

式中，T為懸置振動傳遞率； 為被動端的力； 為主動端的力； 為頻率比， ，f為激勵頻率， 為系統(tǒng)固有頻率； 為阻尼比。

懸置的振動傳遞率越小，說明系統(tǒng)隔振效果越好，降低振動傳遞率的方法為選取適當?shù)膽抑孟鹉z剛度、阻尼，及改善懸置結(jié)構(gòu)。

在實際應用過程中，經(jīng)常用隔振率表示，隔振率是指主動端與被動端振動加速度級，與隔振傳遞率不同，隔振率越大，說明懸置隔振情況越好：

                     （5）

式中， 為主動端的振動加速度； 為被動端的振動加速度。

該車采用三點懸置布置，分別為左懸置、右懸置及后懸置總成。分別在懸置主動端被動端安裝 PCB 三軸加速度傳感器，經(jīng)測試，右懸置 X、Y、Z 向隔振率都能達到 20dB 以上，但仍可以進行優(yōu)化，如發(fā)動機的主要振動方向為 Z 方向及 Y 方向[11]，因此可增大 Y 方向的自由度達到更好的隔振效果。


圖 9 右懸置原狀態(tài)與右懸置增加 Y 向自由度


                           （b）隔振率對比
圖 10 優(yōu)化右懸置效果對比

分析圖 10 所示的結(jié)果，優(yōu)化后的右懸置方案在轉(zhuǎn)速 3600r/min 附近可降低車內(nèi)噪聲聲壓級 3dB，X 方向隔振率有所下降，但 Y 方向及 Z 方向隔振率得到優(yōu)化，尤其是在高轉(zhuǎn)速 3600r/min 之后，隔振率優(yōu)化效果明顯，隔振率優(yōu)化效果與車內(nèi)噪聲降低情況相符。

分析圖 4 所示的 IPI 測試結(jié)果可知，懸置接附點動剛度不能滿足設計需求，因此對右懸置安裝點進行結(jié)構(gòu)上的加強，改進后進行測試，得到圖 11 所示的結(jié)果，經(jīng)過右懸置車身安裝點加強，右懸置車身側(cè)振動量得到了降低。



（c）優(yōu)化前后懸置接附點 Z 向振動對比
圖 11 車身加強后懸置車身側(cè)接附點振動

2.3 整車 NVH 優(yōu)化效果


圖 12 優(yōu)化前后 NVH 性能對比

確定的優(yōu)化方案為右懸置主動端支架加裝 378Hz動力吸振器，副車架加裝 212Hz 動力吸振器，優(yōu)化右懸置及右懸置車身側(cè)接附點加強。經(jīng)測試得到圖 13 所示結(jié)果，分析可知，所確定方案對車內(nèi)噪聲有明顯改善，聲壓級平均降低 3dB 以上，最高可降低 5.1dB，發(fā)動機二階次與四階次噪聲明顯得到改善，378Hz、212Hz 左右頻率共振帶明顯消失，聲品質(zhì)改善效果明顯。

3 結(jié)論

動力總成作為汽車主要的振動源與噪聲源，其懸置系統(tǒng)對車輛 NVH 性能影響顯著且復雜，懸置系統(tǒng)的調(diào)校對車輛 NVH 性能改善非常重要。在分析懸置本身的同時還要運用模態(tài)分析、原點動剛度分析、力聲傳函分析等多種方法對其相關部件進行分析，通過消除共振帶、改善懸置隔振率、優(yōu)化車身動剛度等方法對懸置系統(tǒng)進行了優(yōu)化，在這些工作的基礎上才能更充分發(fā)揮懸置系統(tǒng)的隔振功能，通過對懸置系統(tǒng)的優(yōu)化，使得該車型 NVH 性能得到明顯改善。

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收稿日期：
基金項目：重慶市科委基礎與前沿研究計劃項目 （cstc2018jcyjAX0109）
作者簡介：王恒（1992— ），男，湖北荊門人，碩士，工程師， 研究方向為汽車 NVH 開發(fā)與控制。