刁云廣

（清華大學蘇州汽車研究院（相城））

汽車的NVH性能越來越受到國內汽車制造商和消費者的重視，NVH性能的好壞已經成為汽車性能好壞的重要標志之一。動力總成作為汽車的主要振動源，在輸出動力的同時也將振動和噪聲傳遞到車內，動力總成懸置系統設計的好壞，對汽車的NVH性能有很大的影響。目前國內很多汽車制造商，通過ADAMS軟件對懸置系統進行設計。ADAMS軟件中有進行懸置系統分析的功能，能夠處理一般的懸置解耦分析和優(yōu)化，但在優(yōu)化過程中存在優(yōu)化目標單一和優(yōu)化邊界條件不容易確定等問題，往往要結合手動調試。文章根據能量法解耦原理，利用MATLAB軟件編程對動力總成懸置系統進行計算，利用ISIGHT軟件與MATLAB軟件聯合對懸置系統進行優(yōu)化，最后通過LMS數據采集設備進行客觀測試，驗證優(yōu)化效果。

1 能量法解耦概述

動力總成在空間具有6個自由度，懸置系統在每個自由度方向上都有質量和剛度，也就會存在一個模態(tài)，也稱之為動力總成系統的剛體模態(tài)。每個模態(tài)對應一個模態(tài)頻率和振型。通常情況下，每個振型下的振動都不是唯一的，是多個方向的振動耦合在一起，其中某一個方向的振動量最大，所占有的能量最多，故稱其為這個振型下的主振動。主振動在這個振型中所占有的能量越多，說明這個方向的振動解耦率越好[1-3]。

2 動力總成懸置系統模態(tài)頻率和解耦率要求

懸置系統最低的模態(tài)頻率要避開車身懸架系統的頻率，一般乘用車懸架系統的偏頻在2 Hz以下，為了避免與懸架偏頻發(fā)生共振，懸置系統最低的模態(tài)頻率要大于懸架系統偏頻的√2倍，也就是應該大于3 Hz。

懸置系統最高的模態(tài)頻率不可以大于發(fā)動機怠速2階振動頻率的1/√2倍，4缸發(fā)動機怠速頻率一般為25 Hz左右，所以最高的模態(tài)頻率不應大于18 Hz[4]。

動力總成懸置系統的模態(tài)頻率數值不能靠的太近，避免在同一個模態(tài)頻率激起多個模態(tài)振動，模態(tài)頻率間隔最好控制在2 Hz以上。

對于大部分乘用車，動力總成是橫置的，此時動力總成工作產生的振動激勵主要是汽車垂直方向和俯仰方向，因此整車在這2個方向較容易產生振動，對這2個方向的解耦率要求也較高，要達到90%以上。其他方向的解耦率要達到80%以上。

3 項目車問題描述

在對項目車進行整車狀態(tài)測試時發(fā)現，座椅導軌位置振動較大，對項目車懸置系統怠速和3擋加速隔振率進行測試。怠速測試結果，如表1所示。

項目車懸置系統加速隔振率測試結果，如圖1所示。

圖1 項目車懸置系統加速隔振率測試結果

優(yōu)化前項目車懸置系統存在2個問題：1）怠速時，左懸置X，Y向、右懸置X向、后懸置X，Z向總隔振率低于20 dB；2）加速時，左懸置主階次隔振率在Y，Z向隔振率在多數轉速范圍內均偏低，X向在低轉速（低于2 000 r/min）隔振率偏低[2]。

懸置系統隔振率不好，動力總成產生的振動會傳遞到車內，造成整車的NVH性能下降。隔振率不好的原因可能是由于懸置系統解耦率和模態(tài)頻率設定不好，所以要對懸置系統進行優(yōu)化。

4 懸置系統參數

項目車懸置系統動力總成參數，如表2所示；各懸置襯套點坐標和剛度，如表3所示。

表2 項目車動力總成質量參數

表3 項目車各置襯套點坐標和剛度

動力總成懸置系統的襯套，在不同的頻率激勵下表現出的剛度是不同的，項目車懸置系統中左懸置和后懸置采用橡膠襯套，右懸置采用液壓襯套。橡膠襯套的動靜剛度比按照1.6計算，液壓襯套按照2.0計算。所有的坐標方向都是參考整車坐標系，所有的襯套沒有安裝角度。

5 MATLAB軟件模態(tài)計算

利用MATLAB軟件，基于能量法編輯程序，對原項目車動力總成懸置系統的模態(tài)頻率和解耦率進行計算。MATLAB計算程序界面，如圖2所示。

圖2 懸置系統模態(tài)頻率和解耦率MATLAB計算程序界面

原項目車模態(tài)頻率和解耦率計算結果，如表4所示。

表4 原車動力總成懸置系統模態(tài)頻率和解耦率

從表4可以看出，原項目車在X方向、Z方向和繞著Y軸旋轉方向的解耦率均低于90%。最大的模態(tài)頻率為21.43 Hz，大于18 Hz。懸置系統需要優(yōu)化。

6 懸置系統優(yōu)化

針對原項目車動力總成懸置系統在模態(tài)頻率和解耦率方面存在的問題，采用MATLAB和ISIGHT軟件聯合的方法進行優(yōu)化，其界面，如圖3所示。

圖3 MATLAB與ISIGHT軟件聯合仿真界面

優(yōu)化的變量為各懸置襯套的剛度，變化范圍在20%以內。優(yōu)化目標是Z向和繞Y軸旋轉方向的解耦率最大，約束條件是最小模態(tài)頻率大于3 Hz，最大模態(tài)頻率小于18 Hz，模態(tài)頻率間隔大于2 Hz，其余所有的模態(tài)解耦率均大于90%。解耦率優(yōu)化界面，如圖4所示。

圖4 動力總成懸置系統解耦率優(yōu)化界面

優(yōu)化后項目車動力總成懸置系統的模態(tài)頻率和解耦率，如表5所示。優(yōu)化后，懸置系統最高階模態(tài)頻率小于18 Hz，頻率間隔大于2 Hz，各方向解耦率均大于90%，得到了很好的結果。此時各懸置襯套的靜剛度，如表6所示。

表5 優(yōu)化后項目車動力總成懸置系統解耦率

表6 優(yōu)化后懸置系統襯套的靜剛度 N/mm

7 測試驗證

將項目車的襯套剛度更改為優(yōu)化后的剛度，并對襯套的材料進行相應改善，得到新的測試數據。優(yōu)化后項目車懸置系統怠速隔振率數據，如表7所示。

表7 優(yōu)化后項目車懸置系統怠速總隔振率（頻率范圍5～200 Hz）

優(yōu)化后項目車懸置系統加速隔振率數據，如圖5所示。

圖5 優(yōu)化后項目車懸置總隔振率曲線

根據優(yōu)化前后的試驗數據可知，在怠速工況下，由于避開了發(fā)動機的怠速頻率和解耦率的提高，懸置系統的隔振性能得到提升。加速工況下3個懸置襯套整體隔振率有一定提升。通過主觀評價也能感受到車身地板振動得到改善。

8 結論

通過MATLAB和ISIGHT軟件聯合的方法對懸置系統的模態(tài)頻率和解耦率進行優(yōu)化，使懸置系統的性能得到了一定提升。表明動力總成懸置系統的模態(tài)頻率和解耦率對懸置系統的隔振率和整車NVH性能有一定影響。同時表明，基于能量法，通過MATLAB和ISIGHT軟件聯合對懸置系統模態(tài)頻率和解耦率進行優(yōu)化快速并且準確。

在懸置系統的優(yōu)化過程中，對于每一個襯套的各向剛度都有要求，但在生產過程中往往不易保證。橡膠材料對懸置系統的性能也具有一定的影響，對于材料的運用和懸置襯套剛度的選定也要兼顧懸置系統的耐久性能。