陈 秀，谭 伟，王 彦，寇宇桥

（东风汽车股份有限公司商品研发院，武汉 430057）

随着人们生活水平的提高，人们环保意识在加强，对汽车噪声水平和乘坐舒适性的要求也越来越高。与此同时，各国对限制汽车噪声的要求也越来越严格。近年来，车内噪声技术得到广泛而深入的研究。汽车振动和噪声主要来源于发动机、风、车轮和路面等。其中，发动机引起的汽车振动和车内噪声一直是研究的重点［1］。发动机引起的车内噪声主要由空气噪声和结构噪声组成。随着汽车噪声控制技术的发展，空气噪声通过对车身板件和内部零件声学处理得到了很好的控制［2］。结构噪声由于工况多变性，力传输路径的复杂性，力的幅值随频率瞬时变化而难于控制。解决由结构噪声引起的车内噪声的关键是识别噪声源，解析噪声源到响应点的传递路径，以及获得各传递路径对车内噪声的贡献量。虽然通过试验测试手段可以很好的得到各个传递路径对车内噪声的贡献，但是针对噪声问题的解决，试验手段不能有效地评价结构参数改变对设计方案的影响。有限元分析技术可以有效的分析结构各个参数对设计方案的影响，并且能通过优化技术得到较优的合理解决方案。

针对某微型客车在行驶过程中车内产生共鸣声及车身有很强的抖动现象。本文采用有限元技术对该发动机右悬置进行动刚度分析，通过结构参数敏感性分析和考虑装配及焊接工艺等因素提出一个较为合理的改进方案。改进方案装车后NVH测试结果显示，车内噪声明显降低。

1 动力总成悬置系统刚度匹配原则

在车内结构噪声众多传递路径中，动力总成悬置系统对车内噪声贡献起着较为主要的作用。图1所示为动力总成悬置系统车内结构噪声传递路径模型［3］。图中的ae和av分别是橡胶减振块发动机端和车身端的加速度。橡胶减振块的隔振率可以用av与ae之间的比值表示。av的大小不仅取决于橡胶减振块的动刚度，还取决于车身端支架及支架与车身连接处的局部动刚度。因此，图1所示传递路径的总动刚度取决于三个方面的动刚度，即橡胶减振块动刚度、车身端支架动刚度和支架与车身连接处的动刚度。

图2所示为动力总成右悬置系统刚度模型。为了考虑车身端支架与车身连接处的局部动刚度，在建立车身端支架模型时考虑与其连接的部分纵梁和地板。发动机端支架—橡胶减振块—车身端支架、部分纵梁和部分地板组成一个类似于弹簧的串联模型。

动力总成悬置系统总动刚度可由式（1）计算得到：

式中：K（ω）为动力总成悬置系统的总动刚度；KE（ω）为发动机端支架的动刚度；KI（ω）为橡胶减振块的动刚度；KV（ω）为车身端支架与部分纵梁、地板连接在一起的动刚度。

由式（1）可知，动力总成悬置系统的隔振效果取决于其系统的刚度分配。如果橡胶两边支架的动刚度趋于无穷时，动力总成悬置系统总动刚度等于橡胶减振块的动刚度。但是当支架的刚度比较低时，系统实际的动刚度比期望的动刚度低，即系统的动刚度比橡胶减振块的动刚度低，这样就达不到设计的隔振效果。支架动刚度不足会引起局部结构共振，甚至将结构噪声传递到车厢内。为了达到良好的隔振效果，支架的动刚度必须要比橡胶减振块的刚度大到一定程度。通常遵循两个标准，标准一是支架的最低频率应该在500 Hz以上，标准二是支架或车身动刚度应该是橡胶软垫的6～10倍以上［4］。

2 右悬置支架模态及动刚度分析

本文所指的动力总成是典型的纵置后驱系统，悬置布局为左、右及后悬置三点支撑。NVH测试结果显示，发动机右悬置支架Z向动刚度偏低。本文旨在通过提高右悬置系统的Z向动刚度来改善车内噪声。为了方便，后文中提到的右悬置动刚度指的是KV（ω），右悬置模型指的是车身端支架与部分纵梁、地板连接在一起组成的模型，如图3所示。

采用HyperWorks软件对车身端支架进行自由模态计算。第一阶自由模态形状如图4所示。车身端支架第一阶模态频率为559.3 Hz，与测试得到的车身端支架第一阶模态频率559.7 Hz相一致，这证明了有限元模型的准确性。车身端支架第一阶自由模态大于500 Hz，满足动力总成悬置系统刚度匹配标准一。对右悬置模型动刚度分析计算结果如图5所示，右悬置Z向动刚度远小于目标值，不满足动力总成悬置系统刚度匹配标准二。

3 右悬置动刚度敏感性分析

为了提高右悬置Z向的动刚度，本文基于原方案对Z向动刚度进行结构参数敏感性分析，结果如图6所示，由图可知，方案5满足动刚度要求。基于方案5，并考虑装车工艺对右悬置进行动刚度分析，结果如图7所示。方案f05满足动刚度要求，同时也考虑了装配与焊接工艺等因素，是一个可行的方案。

4 试验验证右悬置优化方案

方案f05对应的右悬置有限元模型如图8所示。方案f05实车安装如图9所示。

将麦克风置于驾驶员右耳的位置，定置发动机扫描车内噪声试验结果如图10所示。试验结果表明在发动机转速为2 000 r/min以前，改装前后车内噪声差别不大，从2 000 r/min到4 400 r/min，改装后车内噪声明显有改善。其中在发动机转速为3 315 r/min时车内噪声降了4.3 dB，3 671 r/min时降了10 dB，3860 r/min时降了4.5 dB。车身抖动亦有明显的减弱。采用改进方案后，该微型车在行驶过程中车内噪声和振动主观感觉亦有明显改善。

5 结论

本文基于有限元技术，对某微型车右悬置车身端支架进行模态分析，对右悬置模型进行动刚度分析。基于仿真分析结果，最终提出右悬置优化方案。车内噪声测试结果表明该优化方案能够有效改善车内噪声，验证了仿真分析及优化方案的有效性。

1）有限元分析技术能有效的分析结构各个参数对设计方案的影响，并且能通过优化技术得到较优的合理解决方案。

2）基于动力总成悬置系统刚度匹配原则优化右悬置模型动刚度，能有效改善车内噪声。

3）将微型客车改装成方案f05后，发动机在3 315 r/min时车内噪声降了4.3 dB，3 671 r/min时降了10 dB，3 860 r/min时降了4.5 dB，解决了该车型在3 000 r/min到4 000 r/min的噪声问题。

［1］张立军，靳晓雄，余卓，平周铉.轿车车内噪声控制方法研究［J］.汽车工程，2002，24(1):15－19.

［2］Rong Guo，Shan Qiu，Qin－lin Yu，Hong Zhou and Li－jun Zhang.Transfer path analysis and control of vehicle structure－borne noise induced by the powertrain［C］.Journal of Automobile Engineering，2012.

［3］Norbert W.Alt，Norbert Wiehagen and Michael W.Schlitzer.Interior Noise Simulation for Improved Vehicle Sound［C］.Society of Automotive Engineers，Inc.2001，01：1539.

［4］庞剑，谌刚，何华.汽车噪声与振动理论与应用［M］.北京:北京理工大学出版社，2006.