王方，彭宜爱，张兴

（安徽江淮汽车集团股份有限公司，安徽 合肥 230601）

动力总成悬置系统隔振原理分析及振动解决措施

王方，彭宜爱，张兴

（安徽江淮汽车集团股份有限公司，安徽 合肥 230601）

针对动力总成悬置系统对整车振动及乘员舒适性的影响，对悬置系统隔振原理进行分析。根据隔振原理，对某MPV全油门工况下轰鸣问题进行排查，对悬置系统结构进行优化，从而提高了整车的NVH性能。

动力总成悬置系统；隔振；分析；解决

CLC NO.: U463.8 Document Code: B Article ID: 1671-7988 (2017)10-197-04

引言

随着人们生活水平的提高，汽车乘坐舒适性越来越受到人们的重视。其中汽车NVH性能是评价汽车舒适性的关键指标之一。动力总成悬置系统对整车的振动有着较大的影响，它的功能主要是隔振，支撑，限位。其中支撑和限位在悬置系统的设计中较易实现，隔振功能在实车中受影响的因素较多，不易满足隔振要求。

动力总成悬置系统的首要功能是隔离动力总成振动向车身及车厢内部的传递，尤其是控制发动机在怠速工况下的低频抖动，并隔离发动机在高速运转时引起的车厢内高频噪声。因此动力总成悬置系统对整车隔振起着至关重要的作用。悬置系统的合理设计，能有效的起到隔振作用。

1、悬置系统隔振原理

1.1 自由振动

最简单的振动由重块和弹簧组成，自振频率的计算公式：

其中K为弹簧刚度，m为重块质量。

实际上阻尼的存在会导致振动振幅逐渐减小，直至振动完全停止，这种现象称为有阻尼的自由振动。动力总成的悬置系统阻尼很小，假设忽略不计，简化为最基本的模型，动力总成相当于重块，悬置系统相当于弹簧，因此可计算出悬置系统的自振频率。由公式可知悬置软垫的刚度对悬置系统的自振频率大小起着关键性的作用。

1.2 强制振动

在有阻尼的自由振动中，同时向重块施加一个周期性的外力，即存在强制的外激振动，此时重块有自由振动又有外激的强制振动，两个振动叠加，即为受迫振动。显然，发动机悬置系统的振动属于受迫振动。有两类强制的外激振源，一类是内振源，即是发动机本身引起的振动，另一类是外振源，是由道路不平引起的，并通过轮胎悬架车身传递给动力总成，这种道路不平引起的振动，频率较低，大约在1—3HZ。这两种强制振动均要求进行隔离。

1.3 频率响应

根据振动理论分析，当强制振动加到自由振动的振波上，开始时运动比较复杂，一段时间后自振的振幅变的较小可忽略，这时只剩下强制振动，这种振动和频率比有很大的关系。频率比就是强制振动频率与自振频率之比。强制振动的振幅称为输入振幅，受迫振动的振幅称为输出振幅，则输出振幅与输入振幅之比可称为振动传递率。当振动传递率大于1时，振动被放大，这是不希望的。当振动传递率小于1时，振动减小，这是追求的。图1是频率比与振动传递率的关系曲线图，称为“幅频响应曲线”，它是不同阻尼系数下的幅频响应曲线。频率比与振动传递率的关系式如下所示：

图1 幅频响应曲线

以λ为横坐标，TA为纵坐标，可以做出不同阻尼系数下的幅频响应曲线，如图1所示。对此图进行分析整理得，可得到如下结论，

1）λ<1 时，振动被放大。

2）λ=1 时，振动专递率最大，出现共振点，为系统的危险点。该点对阻尼十分敏感，小的阻尼会使系统产生过大的振幅，具有极大的破坏性。

其中，Yi表示旅游业下辖的3个核心部门的年度营收，Y表示旅游产业总营收；LPi，t表示旅游产业各部门的劳动生产率，LPi，b、LPi，f分别表示初始期与完结期的劳动生产率。基准期美元与2016年美元的换算因子为6.2[24]6。

从图可以看出频率比越大隔振效果越好，当λ>5 以后，传递率几乎水平，隔振效果就不是很明显了。

由上述分析可见，要解决动力总成隔振问题，关键在于激振频率与悬置系统自振频率的选取。为使系统的振动只发生在隔振区域，必须对悬置系统固有特性和激励两个方面进行研究。由幅频响应曲线可知， 必须使激振频率与系统固有频率之比值大于才能达到隔振要求。分析引起发动机振动的主要激励，从激振频率范围中确定发动机悬置系统固有频率的极限值，从而为提高系统隔振性能提供了理论基础。

1.4 振动和噪声的关系

结构产生的振动频率可以分为两种频率范畴，一是振动，其频率区是15—50HZ；另一种是噪声，其频率区域是50—20K HZ。振动和噪声有密切的关系，发动机，变速箱和传动轴等都是产生振动和噪声的根源。

2、根据以上隔振理论分析解决某MPV车在全油门工况下轰鸣声问题

某MPV 3挡全油门工况车内存在较大的轰鸣噪声。车内轰鸣与标杆车趋势线相比，其中驾驶员右耳在发动机转速4000rpm-5000rpm时轰鸣声较大，主要与2阶强相关；如图2所示。

图2 车内轰鸣噪声曲线图

对整车NVH性能测试及分析后，现重点针对悬置系统方面对车内轰鸣问题进行排查。对悬置系统做如下工作：前后悬置手工整改后进行NVH测试、右悬置问题排查等。

2.1 前悬置割限位

割除图示前悬置的限位，如图3所示，进行3挡WOT测试。由测试数据可知，图4所示，在割除前悬置限位后，车内噪声2阶在多个频段降低，其中前排1800rpm-2400rpm最为显著。可见，前悬置限位对WOT工况下的车内噪声有一定的影响，但对2阶较大峰值影响较小。

图3 前悬置割限位

图4 前悬置割限位后车内噪声对比

2.2 后悬置割限位测试

割除图示后悬置的限位，如图5所示，在割除前悬置限位的基础上进行3挡WOT测试。由测试数据可知，如图6，割除后悬置限位后，驾驶员右耳在发动机4150rpm时的2阶峰值降低约4dB(A),其它频段无明显变化。

图5 后悬置割限位

图6 后悬置割限位车内噪声对比

2.3 右悬置排查及优化

WOT工况下右悬置主动支架在4000rpm-5000rpm振动最大可达200m/s2，超出了正常的振动大小范围，同时右悬置主动支架在Y向与Z向180Hz存在模态峰值，如图7所示，极大可能是在高转速时受发动机激励产生巨大的振动，故推测右悬置主动支架或其附件是造成车内高转速车内轰鸣较大的原因。

图7 右悬置主动支架FRF测试

2.3.1 右悬置总成与主动支架分离

图8 SWEEP工况车内噪声及右悬置振动

车内在SWEEP（定置）工况高转速时也出现较大的轰鸣声，如图8所示，且与3挡WOT工况表现一致，为进一步确认右悬置总成或右悬置主动支架对此轰鸣的影响，现采取右悬置总成与右悬置主动支架分离试验，如图9所示，考虑到实施的方便性，通过SWEEP工况进行验证。

图9 右悬置进行分离（去掉右悬置主动支架）

在断右悬置后，如图10所示，SWEEP工况下4000-5000 rpm车内轰鸣消失，同时右悬置主动支架上的振动由200m/s2降低至50m/s2，由此可确定右悬置主动支架或其附件是导致车内高转速轰鸣的主要原因。

图10 SWEEP工况断右悬置

2.3.2 右悬置主动支架及其安装底座（自由振动频率) FRF确认

为确认右悬置主动支架自身的模态，将其固定于铁地板约束后进行FRF测试，如图11所示。右悬置材料为铸铁，该支架模态合格，测试结果如图12所示。

图11 右悬置主动支架模态测试

图12 右悬置主动支架FRF测试图片及数据

在去除右悬置主动支架后，对其安装底座进行FRF测试，如图13所示。由测试数据可知，如图14，右悬置主动支架安装底座的模态频率为390Hz，频率较低。由此可进行初步判断，底座自身模态及动刚度较低，在安装右悬置主动支架后，由自振频率计算公式可知，相当于在此基础上增加质量，是导致右悬置主动支架系统模态较低（位于180Hz）的主要原因。

图13 右悬置主动支架安装底座

图14 右悬置主动支架底座FRF测试图片及数据

2.4 右悬置主动支架底座优化

增加安装点底座厚度由10mm至15mm，加强后一阶模态增加到477Hz，如图15所示。

图15 优化右悬置主动支架底座

右悬置主动支架底座与右悬置主动支架装配，通过CAE计算，得到整体的模态结果为Z向一阶模态为231Hz，较原状态163Hz有提高。

通过以上方案，最高可提高右悬置主动支架系统模态至231Hz，效果明显。如图16。

图16 优化后右悬置主动支架模态

3、结论

本文通过对悬置系统隔振原理分析得出，解决动力总成隔振问题，关键在于激振频率与悬置系统自振频率的选取，使系统的振动只发生在隔振区域。由自由振动理论可知，悬置软垫的刚度对悬置系统的自振频率大小起着关键性的作用。根据悬置系统隔振原理，对某MPV车内轰鸣噪声问题对悬置系统进行排查，最终解决轰鸣问题。右悬置主动底座自身模态太低导致驾驶员右耳4000rpm-5000rpm轰鸣较大。

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Analysis of vibration isolation principle of powertrain mounting system and vibration solution of mounting system

Wang Fang, Peng Yiai, Zhang Xing
（Anhui Jianghuai Automobile co. Ltd, Anhui Hefei 230601 )

In the light of the influence of powertrain mounting system on vibration and occupant comfort, the vibration isolation principle of mounting system is analyzed.According to the principle of vibration isolation, the problem of the roar of a full throttle of MPV is investigated, and the structure of the munting system is optimized, so as to improve the NVH performance of the vehicle.

powertrain mounting system; vibration isolation; analysis; solution

U463.8

B

1671-7988 (2017)10-197-04

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.10.068

王方，底盘设计主管，就职于安徽江淮汽车股份有限公司技术中心乘用车研究院。