摘  要：本文為解決發(fā)動(dòng)機(jī)怠速 D、R 檔整車抖動(dòng)的問題，通過有限元法模擬仿真懸置系統(tǒng)及副車架。通過優(yōu)化前后懸置系統(tǒng)和副車架結(jié)構(gòu)，有效的降低了發(fā)動(dòng)機(jī)怠速的抖動(dòng)問題。同時(shí)路噪變化都在理想范圍內(nèi)，使整車性能得到了明顯提升。

關(guān)鍵詞：模態(tài)分析 怠速振動(dòng) 懸置系統(tǒng) 副車架

1 引言白車身結(jié)構(gòu)模態(tài)反映白車身結(jié)構(gòu)的固有振動(dòng)特性，對(duì)白車身進(jìn)行模態(tài)分析可判斷是否存在與怠速發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)頻率、聲腔模態(tài)頻率等重合的模態(tài)，以及在實(shí)車 NVH 改進(jìn)過程中作為參考，從白車身模態(tài)頻率和振型入手進(jìn)行分析，如某些轉(zhuǎn)速下車內(nèi)的轟鳴聲。黃秋生[1]通過對(duì)問題車輛的動(dòng)力總成及懸置系統(tǒng)的缺陷進(jìn)行模擬計(jì)算，確定優(yōu)化后的方案滿足匹配要求。徐星橋[2]根據(jù)汽車發(fā)動(dòng)機(jī)抖動(dòng)熄火的現(xiàn)象，提出了發(fā)動(dòng)機(jī)故障診斷方法。趙衛(wèi)艷[3]發(fā)現(xiàn)方向盤固有頻率和發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)的主激勵(lì)頻率接近造成了發(fā)動(dòng)機(jī)抖動(dòng)。譙萬成[4]通過對(duì)轉(zhuǎn)向盤的優(yōu)化和排氣系統(tǒng)的模態(tài)，減輕了發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速振動(dòng)。劉國(guó)平[5]通過汽車發(fā)動(dòng)機(jī)抖動(dòng)發(fā)現(xiàn)進(jìn)氣系統(tǒng)、燃油系統(tǒng)和點(diǎn)火系統(tǒng)出現(xiàn)故障，總結(jié)出發(fā)動(dòng)機(jī)抖動(dòng)的診斷和排除方法。

2 某款 MPV 車型 NVH 測(cè)試及建模

某款MPV車型測(cè)試內(nèi)容為怠速工況：idle AC on/off，地點(diǎn)為半消實(shí)驗(yàn)室，路躁測(cè)試內(nèi)容為跑道粗糙路面（5G 50/60Kph）， 振動(dòng)測(cè)點(diǎn)位置懸架系統(tǒng)和副車架。

2.1 MPV 整車模型建立

某款 MPV 車型的整車模型如圖 1 所示，整車系統(tǒng)如圖2所示。整車有限元模型是根據(jù)整車建模準(zhǔn)則建立的，包括以下部分：Number of nodes 節(jié) 點(diǎn) 數(shù)：1.804.195 Number of elements 單元數(shù)：2.477.19

2.2 懸置系統(tǒng)模型對(duì)標(biāo)描述針對(duì)某款 MPV 怠速 D、R 檔，出現(xiàn)整車抖動(dòng)問題，整體 NVH 表現(xiàn)較差。深入調(diào)查發(fā)現(xiàn)懸置隔振性能較差（線性段及非線性段工作區(qū)較短）和懸置襯套剛度較大。針對(duì)如上問題，首先對(duì)懸置彈簧進(jìn)行材料屬性更新，更新內(nèi)容如圖 3 所示。

3 某款MPV副車架與懸置系統(tǒng)模擬分析3.1 副車架有限元模態(tài)分析，見圖 4.

前部：Iter6：前副車架剛度減半——51，41，85HzIter8：前控制臂與副車架連接襯套剛度減半——41HzIter10：前減振器上端襯套剛度X2——85Hz后部：Iter7：后副車架剛度減半——51，53.5，85Hz3.2 懸置系統(tǒng)有限元模擬分析基于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速D、R檔時(shí)，整車抖且整體NVH表現(xiàn)較差問題，懸置隔振進(jìn)行優(yōu)化——襯套增大 3mm，襯套硬度調(diào)低至 45度 ，并對(duì)優(yōu)化后的方案進(jìn)行模擬分析，具體分析結(jié)果如圖 5 所示。

3.2 路噪載荷識(shí)別（1）主貢獻(xiàn)量分析及轉(zhuǎn)向節(jié)處加速度譜。對(duì)某款 MPV 進(jìn)行實(shí)際運(yùn)行工況下轉(zhuǎn)向節(jié)加速度測(cè)試，其中輪心力與懸架、輪胎、路面等相關(guān)。如圖 6 所示。（2）路噪基于懸架處多個(gè)不相關(guān)的力作用下產(chǎn)生不同方向響應(yīng)之間無固定相位關(guān)系，需要多參考信號(hào)內(nèi)部聲場(chǎng)由多個(gè)不相干現(xiàn)象組成。運(yùn)行工況測(cè)試數(shù)據(jù)需要解耦為獨(dú)立的現(xiàn)象（主貢獻(xiàn)量分析）單獨(dú)分析每個(gè)獨(dú)立現(xiàn)象，且每個(gè)獨(dú)立現(xiàn)象均可以疊加。參考轉(zhuǎn)向節(jié)處測(cè)點(diǎn)，四個(gè)轉(zhuǎn)向節(jié)處三個(gè)方向 12 階主分量，我們能夠從前四階主分量曲線中找到主要的峰值，主貢獻(xiàn)量分析及轉(zhuǎn)向處加速度譜，如圖 7 所示。

3.3 底盤部件結(jié)果對(duì)比及靈敏度分析整車分析狀態(tài)：由于模型中增加控制臂，減振器等懸架部件?；?TB 模型分析的 46Hz大變形運(yùn)動(dòng)在整車模型中變化了，因此我們沒有看到太多改善效果。該梁為一個(gè)大質(zhì)量，質(zhì)量會(huì)影響梁的剛體及柔性體模態(tài)，同時(shí)載荷也會(huì)隨之發(fā)生改變。因此我們建議集中更多精力于副車架襯套剛度調(diào)試上是個(gè)更優(yōu)選擇。仿真計(jì)算結(jié)果與測(cè)試結(jié)果趨勢(shì)及峰值較一致，但在75-250Hz區(qū)間，仿真計(jì)算值要低于測(cè)試值，原因如下:（1）載荷是基于 T2’狀態(tài)測(cè)試。（2）T2’’中做了大量修改并落實(shí)了許多T2’階段的 TB 優(yōu)化方案，且取得一定效果，尤其在90-200Hz中頻段已經(jīng)得到明顯改善，同時(shí)85Hz 也得到更好的預(yù)測(cè)。總體來說，T2”模型中 90-200Hz 區(qū)間得到改善。85Hz 的路面激勵(lì)在 T2’’中得到很好的預(yù)測(cè)。4 結(jié)語本文通過優(yōu)化某款 MPV 車型懸置系統(tǒng)的材料結(jié)構(gòu)——增加襯套厚度、調(diào)低襯套硬度、調(diào)整主簧轉(zhuǎn)向角至45°的方式，同時(shí)前副車架襯套較軟后副車架襯套較軟前控制臂 - 前副車架連接襯套較軟前減震器上襯套加，降低了發(fā)動(dòng)機(jī)怠速 D、R 檔整車抖動(dòng)頻率問題。

作者：肖春燕 申秋燕 曾慶懿作者單位：上汽通用五菱汽車股份有限公司 廣西柳州市 545007

來源：時(shí)代汽車