某款汽車右懸置支架的優(yōu)化設(shè)計

滕建耐，張增光，張 辰

(安徽江淮汽車股份有限公司技術(shù)中心，安徽 合肥 230601)

某款汽車右懸置支架的優(yōu)化設(shè)計

滕建耐，張增光，張 辰

(安徽江淮汽車股份有限公司技術(shù)中心，安徽 合肥 230601)

某款2.0L增壓汽油發(fā)動機在搭載某款整車進行NVH試驗時，在發(fā)動機高速高負荷轉(zhuǎn)速段產(chǎn)生較大的振動和轟鳴聲，經(jīng)模態(tài)仿真分析，發(fā)現(xiàn)右懸置支架模態(tài)過低是主要原因。經(jīng)過對右懸置支架進行優(yōu)化設(shè)計，提高右懸置支架的模態(tài)后，高速高負荷轉(zhuǎn)速區(qū)域產(chǎn)生較大振動和轟鳴聲故障得以解決。

右懸置支架；整車NVH試驗；仿真分析；優(yōu)化設(shè)計

汽車動力總成懸置支架是動總成懸置系統(tǒng)的安全件和功能件，主要作用是支撐動力總成、減少動力總成的振動對整車的影響、限制動力總成的抖動量，對整車NVH性能起著非常大的作用。

在進行動力總成的懸置系統(tǒng)設(shè)計時，應(yīng)對懸置支架的強度和模態(tài)進行優(yōu)化設(shè)計和試驗驗證。一方面，懸置支架連接發(fā)動機與車身(或車 架 、副車架)且處于汽車的各種行駛工況下傳遞在動力總成上的力和力矩，需要足夠的強度；另一方面，懸置支架的模態(tài)對車內(nèi)噪聲的影響很大，懸置支架設(shè)計得不合理，可能會導致其I階模態(tài)低且處于發(fā)動機的工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，使懸置支架產(chǎn)生共振，從而增大車內(nèi)噪聲。

一般來講對發(fā)動機懸置系統(tǒng)有如下要求：①能在所有工況下承受動、靜載荷，并使動力總成在所有方向上的移位處在可接受范圍內(nèi)，不與底盤上的其他零部件發(fā)生干涉。②能夠充分隔離由發(fā)動機產(chǎn)生的振動向車架及駕駛室傳遞，降低振動噪聲。③能充分隔離由于路面不平產(chǎn)生的通過懸置二傳動向發(fā)動機的振動，降低振動噪聲。④保證發(fā)動機與變速箱連接面的彎矩不超過設(shè)計值。

1 問題描述及分析

某款2.0L增壓汽油發(fā)動機在搭載整車時為橫置布置，動力總成懸置布置設(shè)計采用較為成熟的前、后懸置（即發(fā)動機的進、排氣側(cè)）及右懸置（即發(fā)動機前端）3點懸置布置型式，均為橡膠懸置。懸置系統(tǒng)在整車NVH性能道路試驗中，在3擋全負荷工況發(fā)動機高轉(zhuǎn)速區(qū)域車內(nèi)存在較大的轟鳴噪聲，經(jīng)聲譜分析在4500rpm以后車內(nèi)存在明顯的2階峰值，如圖1所示。

圖1 噪音趨勢線

而全負荷工況下右懸置主動支架在4000～5000r/min振動最大可達200m/s2，如圖2所示，超出了正常的振動大小范圍；同時右懸置在Y向與Z向180Hz存在模態(tài)峰值，如圖3所示，故推測右懸置主動支架或其附件是造成車內(nèi)轟鳴較大的原因。

圖2 全負荷工況右懸置主動支架振動

圖3 右懸置主動支架FRF測試

對原狀態(tài)右懸置主動支架底座（即發(fā)動機懸置支架）進行CAE仿真分析，得到一階模態(tài)為381Hz，同時得到右懸置主動支架與底座組合的一階模態(tài)Z向為163Hz、X向為335Hz，兩者都接近試驗結(jié)果，如圖4、圖5、圖6所示。因此可判斷右懸置支架一階模態(tài)過低是造成全負荷工況高轉(zhuǎn)速段車內(nèi)轟鳴較大的原因。

圖4 發(fā)動機懸置支架模態(tài)

圖5 右懸置支架Z向組合模態(tài)

圖6 右懸置支架X向組合模態(tài)

（1）第一輪優(yōu)化方案。根據(jù)以上故障原因分析，對右懸置支架進行優(yōu)化設(shè)計以提高其模態(tài)：①在NVH試驗測試過程中排查問題時，發(fā)現(xiàn)增加發(fā)動機懸置支架的重量能提升整體模態(tài)，因此首先對發(fā)動機懸置支架進行加厚設(shè)計，基本壁厚由10cm增加到13cm。②在發(fā)動機懸置支架較為薄弱的地方增加強筋。優(yōu)化完成以后對右懸置支架進行CAE仿真分析，發(fā)動機懸置支架單體一階模態(tài)由381Hz提升至512Hz，右懸置支架組合一階模態(tài)最低的Z向由163Hz提升至206Hz，X向由335Hz提升至460Hz。如圖7、圖8、圖9所示。

圖7 優(yōu)化后發(fā)動機懸置支架模態(tài)

圖8 優(yōu)化后右懸置支架Z向組合模態(tài)

圖9 優(yōu)化后右懸置支架X向組合模態(tài)

（2）第二輪優(yōu)化方案。根據(jù)第一輪優(yōu)化方案的分析結(jié)果，對發(fā)動機懸置支架在第一輪優(yōu)化方案的基礎(chǔ)上繼續(xù)優(yōu)化設(shè)計以提高其模態(tài)：①繼續(xù)增加發(fā)動機懸置支架的重量，把支架底部U型輕量化缺口去掉，即把此部分填實。②繼續(xù)增加發(fā)動機懸置支架薄弱位置的加強筋，在支架脖頸位置增加一條5cm高的加強筋。優(yōu)化完成以后對右懸置支架進行CAE仿真分析，右懸置支架組合一階模態(tài)最低的Z向由206Hz提升至224Hz。如圖10所示。

圖10 第二輪優(yōu)化后右懸置Z向組合模態(tài)

（3）第三輪優(yōu)化方案。由于邊界條件限制，右懸置支架底座即發(fā)動機懸置支架的已無繼續(xù)優(yōu)化空間，考慮對主動支架進行優(yōu)化。因為增加底座質(zhì)量能提高整體模態(tài)，推論出在底座質(zhì)量不變的前提下，減輕主動支架的重量也可以增加整體模態(tài)，因此在方案二的基礎(chǔ)上把主動支架的材料由鑄鐵變?yōu)殍T鋁件。CAE仿真分析結(jié)果為右懸置支架組合一階模態(tài)最低的Z向由224Hz提升至340Hz。如圖11所示。

圖11 第三輪優(yōu)化后右懸置Z向組合模態(tài)

（4）優(yōu)化方案驗證。經(jīng)過以上對右懸置支架進行了三輪優(yōu)化設(shè)計及CAE仿真分析，對優(yōu)化方案在實車上進行測試，測試結(jié)果為在全負荷工況下高轉(zhuǎn)速段的較大轟鳴聲和振動現(xiàn)象消失。

2 結(jié)語

通過仿真分析和實車試驗驗證，得出以下結(jié)論：

（1）右懸置支架組合模態(tài)過低，會造成整車在全負荷工況高轉(zhuǎn)速段產(chǎn)生較大二階峰值分貝的噪音，如果整車發(fā)艙過濾效果不佳，則會使車內(nèi)乘客聽到較大的轟鳴聲。

（2）增加懸置支架底座的重量、在支架薄弱位置增加加強筋設(shè)計可以提高懸置支架底座的模態(tài)和懸置的組合模態(tài)。

（3）在懸置支架底座不變的前提下，減輕主動支架的重量可以提高懸置支架的組合模態(tài)。

［1］陳家瑞.汽車構(gòu)造（下冊）第五版［M］.北京：人民交通出版社，2005.

［2］楊武森，楊玉玲，宋樹森.關(guān)于某動力總成懸置支架的優(yōu)化設(shè)計［J］.汽車實用技術(shù)，2014，（7）：11-12，42.

［3］胡蓉蓉，楊陳，袁爽，等.某發(fā)動機懸置支架的有限元分析［J］.現(xiàn)代制造技術(shù)與裝備，2015，225（2）：1-2，11.

Optim ization Design of One Vehicle Right Suspension Bracket

TENG Jian-nai，ZHANG Zeng-guang，ZHANG Chen
（Technique Center of Anhui Jianghuai Automobile Joint-stock Co.Ltd，Hefei，Anhui 230601，China）

One vehicle isequipped with a 2.0L turbo gasoline.During its NVH test，greatvibration and noise occurred at the high-speed and high load.Aftermodalsimulation analysis，itis found that the lowmodality of the bracket is themain cause.According to the analysis，an optimization design is carried out to the rightsuspensory bracket.And the result turned out to be acceptablewith the vibration and noise eliminated.

rightsuspensory bracket；vehicle NVH test；simulation analysis；optimization design

U463.33

A

2095-980X(2016)08-0036-02

2016-07-14

滕建耐（1984-），男，大學本科，助理工程師，主要研究方向：汽油發(fā)動機設(shè)計及試驗開發(fā)。