王俊鵬 袁麗蕓 劉燦禮 金浩

摘 要：針對(duì)某車型全加速工況下引起的車內(nèi)噪聲及底板振動(dòng)問題，應(yīng)用LMS公司的Test.Lab動(dòng)態(tài)測(cè)試系統(tǒng)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力總成進(jìn)行振動(dòng)、噪聲和不平順性測(cè)試，通過頻譜分析和模態(tài)實(shí)驗(yàn)響應(yīng)分析找到引發(fā)車內(nèi)噪聲和振動(dòng)的相關(guān)故障頻率；通過Hyperworks軟件對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置支架進(jìn)行仿真計(jì)算，對(duì)比試驗(yàn)結(jié)果和仿真結(jié)果，發(fā)現(xiàn)其低階固有頻率過低，與發(fā)動(dòng)機(jī)的工作狀態(tài)頻率發(fā)生共振，使車內(nèi)聲品質(zhì)變差，主觀感覺底板有明顯抖動(dòng).為此提出改進(jìn)發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置支架結(jié)構(gòu)來改變支架固有頻率的方案，使其與發(fā)動(dòng)機(jī)工作頻率錯(cuò)開.進(jìn)一步試驗(yàn)發(fā)現(xiàn)，車內(nèi)噪聲和底板抖動(dòng)問題得到明顯改善.

關(guān)鍵詞：發(fā)動(dòng)機(jī)；后懸置支架；固有頻率；模態(tài)實(shí)驗(yàn)；仿真分析

中圖分類號(hào)：U464 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

0 引言

汽車NVH技術(shù)是汽車研發(fā)的核心技術(shù)之一，其好壞在很大程度上將影響汽車的生產(chǎn)與銷售情況[1].為了提高汽車整體的NVH性能，在整車設(shè)計(jì)過程中，應(yīng)盡量避免汽車零部件固有頻率與發(fā)動(dòng)機(jī)工作頻率相近，以發(fā)生共振進(jìn)而產(chǎn)生噪聲，影響車內(nèi)舒適性，甚至損壞汽車的零部件，縮短汽車的使用壽命[2-5].

發(fā)動(dòng)機(jī)懸置支架是連接車身和發(fā)動(dòng)機(jī)的重要部件，不僅具有支撐發(fā)動(dòng)機(jī)的作用，也是緩沖發(fā)動(dòng)機(jī)橫向慣性力的不可替代的零部件，在一定程度上還影響著汽車的舒適性.汽車零部件發(fā)生共振進(jìn)而影響整車NVH性能是非常常見的現(xiàn)象，因此在設(shè)計(jì)中應(yīng)盡量避免發(fā)生共振；最為直接的手段就是盡量使部件的固有頻率避開發(fā)動(dòng)機(jī)工作頻率帶，進(jìn)而提高整車的NVH性能.因此，多年來學(xué)者們對(duì)某些車型的發(fā)動(dòng)機(jī)懸置支架的NVH性能進(jìn)行了大量的研究[6].其中，采用LMS動(dòng)態(tài)測(cè)試系統(tǒng)可直觀顯示車內(nèi)聲品質(zhì)與結(jié)構(gòu)振動(dòng)特性， 而將有限元模態(tài)分析法與模態(tài)試驗(yàn)分析法相結(jié)合，是對(duì)其進(jìn)行聲振性能分析所采用的最為常見的方法[7].模態(tài)試驗(yàn)分析能對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行可測(cè)可控的動(dòng)力學(xué)分析，是進(jìn)行各項(xiàng)動(dòng)力分析的前提和基礎(chǔ)，可為振動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)和故障診斷提供數(shù)值依據(jù)[8].有限元模態(tài)分析是將待分析的結(jié)構(gòu)離散為有限個(gè)形狀簡單的網(wǎng)格單元，對(duì)其進(jìn)行單元分析后再將其整合起來，根據(jù)整體動(dòng)力學(xué)的平衡方程來進(jìn)行近似動(dòng)態(tài)計(jì)算的一種方法.蘇新濤等[9]遵循減小大平面、剔除多余結(jié)構(gòu)、壁厚均勻、突出筋骨的原則對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置支架的側(cè)筋和底部結(jié)構(gòu)進(jìn)行加強(qiáng)優(yōu)化，不僅解決了支架在振動(dòng)強(qiáng)化實(shí)驗(yàn)中由于側(cè)筋根部應(yīng)力集中出現(xiàn)的開裂問題，而且在確保結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度性能的前提下既保證了材料替換的合理性又降低了部件的重量.呂兆平等[10]采用變密度法分析了發(fā)動(dòng)機(jī)懸置支架的模態(tài)頻率，從支架所受應(yīng)力入手進(jìn)行分析計(jì)算，對(duì)零件進(jìn)行了結(jié)構(gòu)拓?fù)鋬?yōu)化.

基于此，本文針對(duì)某車型在全油門加速時(shí)，乘員明顯感覺到車內(nèi)后排座椅有低頻轟鳴聲和地板抖動(dòng)問題，擬通過測(cè)試分析該現(xiàn)象存在的原因，再采用有限元仿真和實(shí)驗(yàn)測(cè)試相結(jié)合的方法，提出該問題的解決方案.

1 噪聲振動(dòng)測(cè)試與模態(tài)試驗(yàn)分析

為了研究某車型在全油門加速時(shí)，乘員明顯地感覺到車內(nèi)后排座椅有低頻轟鳴聲和底板抖動(dòng)問題這一現(xiàn)象存在的原因，將通過全油門加速噪聲與振動(dòng)測(cè)試以及模態(tài)實(shí)驗(yàn)來進(jìn)行分析.其中，某車型汽車為直列四缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，其第k階（k=2，4，6，… ）工作頻率fk（Hz）與發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸轉(zhuǎn)速n（r/min）間的關(guān)系為[3]：

在全油門加速的工況下，該車型汽車的轉(zhuǎn)速區(qū)間為750 r/min～4 000 r/min，由式（1）可知，發(fā)動(dòng)機(jī)在以上轉(zhuǎn)速段下的主諧次激勵(lì)頻率在50 Hz～267 Hz之間.根據(jù)工程經(jīng)驗(yàn)，初步判斷車內(nèi)噪聲和地板振動(dòng)的原因可能是：發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的模態(tài)頻率過低，與發(fā)動(dòng)機(jī)主諧次的某個(gè)激勵(lì)頻率相重合從而發(fā)生共振.一般而言，發(fā)動(dòng)機(jī)的聲壓級(jí)諧波特征明顯，而且在前10階噪聲中，2，4，6，8階是最突出的諧次.為此，需進(jìn)一步進(jìn)行全油門加速噪聲與振動(dòng)測(cè)試分析進(jìn)行確認(rèn).

1.1 全油門加速噪聲與振動(dòng)測(cè)試分析

實(shí)驗(yàn)采用LMS公司的Test.Lab動(dòng)態(tài)測(cè)試系統(tǒng)的Signature Acquisition模塊采集數(shù)據(jù).在右側(cè)后排乘客左耳布置麥克風(fēng)用以監(jiān)測(cè)此處聲壓級(jí)，來檢測(cè)車內(nèi)噪聲情況；在發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置支架處布置一個(gè)PCB加速度傳感器，來監(jiān)測(cè)車輛在加速過程中支架的+Z向振動(dòng)特性.車輛以3檔全油門加速到4 000 r/min的工況下進(jìn)行數(shù)據(jù)采集，對(duì)時(shí)域信號(hào)數(shù)據(jù)作相關(guān)處理后，獲取此工況下噪聲和振動(dòng)測(cè)試彩圖結(jié)果如圖1和圖2所示.圖1所示噪聲彩圖顯示各階次噪聲主要集中在148 Hz～179 Hz之間，有較明顯轟鳴聲；圖2則表明振動(dòng)集中在151 Hz～256 Hz之間.由式（1）可知，此四缸機(jī)的發(fā)火頻率階次為2 階時(shí)，對(duì)應(yīng)的激勵(lì)頻率為156 Hz.該頻率最有可能是引起車內(nèi)噪聲過大的共振頻率.

1.2 模態(tài)實(shí)驗(yàn)分析

由1.1節(jié)分析可知，在車輛全加速過程中，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到2 200 r/min～2 700 r/min時(shí)地板抖動(dòng)嚴(yán)重，且有明顯轟鳴聲，這可能是發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置支架的低階模態(tài)固有頻率過低，與工作狀態(tài)下的發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)生共振所致.為了驗(yàn)證推測(cè)是否正確，需要對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置支架進(jìn)行結(jié)構(gòu)模態(tài)實(shí)驗(yàn)分析.實(shí)驗(yàn)采用LMS動(dòng)態(tài)測(cè)試系統(tǒng)中的Impact Testing模塊進(jìn)行信號(hào)采集，在支架橫梁處粘貼5個(gè)PCB三向加速度傳感器，位置如圖3所示.由于振動(dòng)能量主要集中在低頻段處，為了試驗(yàn)的合理性，本次實(shí)驗(yàn)主要觀察300 Hz以內(nèi)的固有頻率.考慮到支架的自由模態(tài)要比其約束模態(tài)高的多，因此該模態(tài)實(shí)驗(yàn)支架在整車約束情形下進(jìn)行.用移動(dòng)力錘敲擊發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置支架在整車坐標(biāo)系下的+Z， +Y，+X三個(gè)方向（敲擊點(diǎn)如圖4所示），得到支架和橫梁整體的振型圖如圖5所示.

由圖5可知，發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置支架橫梁的5階、7階、9階和12階固有頻率分別為143 Hz，161 Hz，179 Hz，256 Hz，均在發(fā)動(dòng)機(jī)全加速工作頻率范圍內(nèi). 圖6為對(duì)應(yīng)頻率下發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置支架橫梁振型圖.由此可判斷在發(fā)動(dòng)機(jī)全加速運(yùn)行時(shí)，轉(zhuǎn)速達(dá)到2 200 r/min～2 700 r/min時(shí)，支架系統(tǒng)出現(xiàn)的低頻共振引起了車內(nèi)低頻轟鳴聲和地板抖動(dòng)，致使整車的NVH性能下降，使乘員感到不適.

為了便于順利進(jìn)行后續(xù)的優(yōu)化方案，需要進(jìn)一步驗(yàn)證共振產(chǎn)生的原因，下節(jié)將利用有限元軟件對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置支架系統(tǒng)進(jìn)行仿真計(jì)算分析.

2 發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置支架的模態(tài)仿真分析

2.1 有限元模型的建立

因發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置支架與車架橫梁為剛性連接，以CAD模型為基礎(chǔ)，利用Hyperworks軟件對(duì)車架系統(tǒng)進(jìn)行CAE分析.在Hyperworks 中通過劃分網(wǎng)格、定義材料屬性及部件之間的連接方式建立有限元模型，采用四面體單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分，考慮模型尺寸，盡可能提高計(jì)算精度，將平均單元尺寸定為8 mm×8 mm.楊氏模量、泊松比和材料的密度分別為E=1.70 GPa，？滋=0.3，？籽=7.35 g/cm3.簡化后車架重量為139.4 kg，螺栓連接和焊接均采用RBE2單元模擬，并將其作為約束點(diǎn)和載荷點(diǎn).車架模型如圖7所示.

對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置支架安裝點(diǎn)頻響進(jìn)行分析，在安裝點(diǎn)加載單位載荷，輸出Z向加速度.圖8所示為發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置支架模型圖.

2.2 發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置支架模態(tài)仿真分析

利用 Hyperworks-Optistruct 軟件對(duì)建立好的車架系統(tǒng)有限元模型進(jìn)行模態(tài)計(jì)算分析，獲得發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置支架前后安裝點(diǎn)響應(yīng)曲線，如圖9所示.

由圖9可以看出，發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置支架前后安裝點(diǎn)在148 Hz，158 Hz， 179 Hz ，258 Hz都有較高的響應(yīng)峰值，支架安裝點(diǎn)后點(diǎn)與前點(diǎn)對(duì)比響應(yīng)峰值較小，因此，后面可針對(duì)后點(diǎn)響應(yīng)進(jìn)行研究.由此導(dǎo)出頻率響應(yīng)高峰值對(duì)應(yīng)的模態(tài)振型如圖10所示.

從圖10可以看出，車架在148 Hz和179 Hz處發(fā)生垂彎，在158 Hz處發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置支架安裝橫梁整體發(fā)生擺動(dòng)，在258 Hz處車架發(fā)生扭轉(zhuǎn).對(duì)比圖5與圖9發(fā)現(xiàn)，模態(tài)實(shí)驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果固有頻率相差在3%以下，說明此仿真模型可信，也進(jìn)一步證實(shí)了在全加速工況下車內(nèi)低頻轟鳴聲和地板振動(dòng)問題是由于發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置支架系統(tǒng)低階固有頻率過低從而與發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)發(fā)生共振所致.

3 發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置支架總成NVH性能優(yōu)化方案的確定

觀察仿真模態(tài)振型圖發(fā)現(xiàn)，4個(gè)頻率下前安裝點(diǎn)在Z向均有較大振動(dòng)，在158 Hz處Y向振動(dòng)也較大，因此考慮發(fā)動(dòng)機(jī)支架Z向或支架所在橫梁Z向和Y向剛度不足，因此選擇合適優(yōu)化方案來提高剛度達(dá)到所需要求.為避免發(fā)生共振現(xiàn)象，采取最為直接的方式就是降低系統(tǒng)質(zhì)量以提高模態(tài)頻率，或增加系統(tǒng)剛度以改善發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置支架總成的動(dòng)力學(xué)特性.但在實(shí)際工程中在滿足強(qiáng)度要求下輕量化難度較大且材料成本較高，因此一般選擇后者作為優(yōu)化手段.

針對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置支架總成模態(tài)振型較大位置，對(duì)支架及所在橫梁結(jié)構(gòu)做出圖11～圖12所示3種優(yōu)化方案.

其中，方案一（OPT1）在支架前后安裝點(diǎn)之間增加兩條加強(qiáng)筋，兩側(cè)豁口封閉（圖11（a）所示），在支架下方增加連接件（圖11（b）所示），以增加整車坐標(biāo)系下后懸置支架Z向剛度. 方案二（OPT2）、方案三（OPT3）通過改變橫梁厚度來提高橫梁Z向和Y向剛度（圖12所示）.將橫梁厚度由2.5 mm增厚到3.5 mm作為OPT2；考慮到結(jié)構(gòu)材料的合理布局，在盡量不影響其強(qiáng)度和性能的基礎(chǔ)上達(dá)到產(chǎn)品的輕量化，以期實(shí)現(xiàn)降低制造成本的目標(biāo)，由此就有OPT3，將橫梁厚度由2.5 mm增厚到3 mm.

圖13給出了3種布置方案下的發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置支架安裝點(diǎn)的頻響曲線對(duì)比，由圖可以看出，OPT1與原狀態(tài)相比，發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置支架安裝點(diǎn)在179 Hz 峰值略微降低，高峰值258 Hz顯著降低并移至高頻；OPT2在148 Hz，158 Hz，179 Hz，258 Hz響應(yīng)峰值均顯著降低.峰值向高頻移動(dòng)，成功避開發(fā)動(dòng)機(jī)工作頻率帶；OPT3在148 Hz，158 Hz，179 Hz，258 Hz響應(yīng)峰值均顯著降低，但與OPT2相比效果略差.

3種方案的頻響曲線峰值相對(duì)于初始方案（圖中BASE所示）均有較顯著降低，但比較3種方案下安裝點(diǎn)頻響曲線發(fā)現(xiàn)，OPT2較OPT1，OPT3有較明顯的效果.比較3種方案的動(dòng)剛度如表1所示.

由表1得出，3個(gè)優(yōu)化方案在高峰值頻率段內(nèi)的等效動(dòng)剛度都有提高，OPT2及OPT3較顯著，但OPT2較明顯，因此確定OPT2為本文優(yōu)化方案.

4 新方案支架總成實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證分析

將新方案焊接件應(yīng)用于整車后，針對(duì)NVH性能問題對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置支架頻響實(shí)驗(yàn)進(jìn)行分析，實(shí)驗(yàn)方法與前述實(shí)驗(yàn)過程相似，得到車內(nèi)右后排乘客左耳噪聲和發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置支架安裝點(diǎn)Z向振動(dòng)特性，如圖14和圖15所示.通過圖14與圖1相比，發(fā)現(xiàn)在發(fā)動(dòng)機(jī)共振帶中顏色變淺；圖15與圖2相比，發(fā)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速1 000 r/min～3 200 r/min響應(yīng)整體變小，彩圖顏色變淺，說明發(fā)動(dòng)機(jī)變速去懸置支架固有頻率升高，在151 Hz～256 Hz之間共振響應(yīng)顯著變小.

對(duì)新方案支架進(jìn)行模態(tài)實(shí)驗(yàn)，得到支架安裝點(diǎn)模態(tài)試驗(yàn)頻率響應(yīng)圖如圖16所示，比較圖5與圖16發(fā)現(xiàn)支架固有頻率向高頻移動(dòng).在車輛全油門加速過程中，車內(nèi)轟鳴聲高峰消失，地板抖動(dòng)問題消失，整車內(nèi)NVH性能進(jìn)一步提高，以上驗(yàn)證了優(yōu)化方案的可行性.

5 結(jié)論

針對(duì)某車型全油門加速時(shí)車內(nèi)噪聲問題和地板振動(dòng)問題，通過實(shí)驗(yàn)與仿真計(jì)算分析得知：發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置支架的低階固有頻率過低在發(fā)動(dòng)機(jī)工作頻率范圍內(nèi)，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速一定時(shí)激勵(lì)頻率與支架固有頻率相近發(fā)生共振，將影響整車NVH性能.為了提高系統(tǒng)整體剛度對(duì)支架系統(tǒng)結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，改變了支架總成的固有頻率，同時(shí)避開了發(fā)動(dòng)機(jī)的共振頻率帶，達(dá)到了改善車內(nèi)聲品質(zhì)的目的.本文的優(yōu)化手段簡單易行，可為同類型的汽車NVH性能優(yōu)化問題提供一定的思路.

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Abstract： Aiming at the vehicle interior noise and the floor shaking problem arising under the whole open throttle condition， vibration， noise and irregularities of the engine power assembly are tested by using the Test.Lab dynamic testing system of LMS Company. Based on the frequency spectrum analysis and modal experiment response analysis， the related failure frequency of the problem is found. The modal analysis on the engine rear suspension bracket of the automobile was simulated by Hyperworks software. Comparing the simulation results with the testing results， it is found that the resonance will occur between the rear suspension bracket and the engine， because the inherent frequency of lower order of the bracket is too low to approximate to the engine's working frequency. So the floor would subjectively shake obviously， and the sound quality in the automobile would be poor. Hence， an improving scheme on the design of the structure of the engine rear mount bracket is proposed to avoid the coincidence of the natural frequency for the bracket with the engine's working frequency. Further testing proves that the arising problem has been improved significantly.

Key words： engine； rear suspension bracket； natural frequency； modal testing； simulation

（學(xué)科編輯：黎 婭）