为提高车辆NVH性能的前副车架系统优化研究

Sang-Young Park, Dong-Chul Park, Ki-Soo Yoon andMin-Seop Lee

Hyundai Motor & Kia Motors Corporation

摘要

本文旨在研究汽车的轰鸣声、道路噪声等nvh性能与其前副车架系统的动态特性之间的关系。通过贡献分析，确定了副车架系统的动态特性指标。通过提高副车架相关构件的结构动刚度，并考虑发动机激振力的频率特性，优化副车架悬置衬套的动刚度，对轰鸣噪声进行了优化。针对nvh问题，分析了不同动力总成型式的整体式副车架的优缺点，提出了结构加固、动力减振器、A和G衬套动力特性应用等对策。

前言

前副车架在整车的nvh、平顺性、操纵性和碰撞性能等方面有着重要的作用，尤其是FF轿车。从nvh的角度来看，图1显示副车架是从抗扭悬置衬套到车身的发动机力传递路径，是从轮胎到车身的道路力传递路径。因此副车架的动态特性是影响汽车发动机和道路噪声的重要因素。如图2所示，决定副车架动态特性的主要因素是其构件的结构刚度、安装衬套和A、G衬套的刚度和阻尼。在本研究中，找出这些特性与汽车nvh性能之间的关系，并提出优化方法。

Knuckle:转向节  spring shock absorber 弹簧减震器（板簧或螺簧）

图1 副车架作为发动机和道路力路径的作用

图2 决定副车架动态特性的因素

副车架系统振动隔离

根据图3所示副车架系统的建模，副车架系统的有效刚度由构件刚度和安装衬套刚度的串联组成。因此，应考虑两者来增加副车架的总刚度。

图3 副车架系统模型

各部分作为该方程的力效果（E）的，具有衬套的传递力，如果没有衬套的比例，可以表示与刚度（K）（1）。[5]为了得到更好的隔离，刚度所述构件和主体的应增加，而衬套的应下降.当主体和构件的刚度是衬套刚度的5倍以上时，从简单的计算可知该隔离效果可以超过10dB。然而，由于构件的刚度相比衬套更难获取，仿真计算与实际整车中的数据表明，该隔离是小于2dB。

力的有效性（E），即带有衬套的传递力与没有衬套的传递力之比，可以用每个零件的刚度（K）表示为公式（1），为了获得更好的隔离效果，应增加构件和主体的刚度而应减小衬套的刚度。当主体和构件的刚度大于衬套的刚度的5倍时，与构件之间的隔离度可以大于10 简单的计算。但是，根据实际汽车中的数据进行的计算表明，与衬套相比，由于缺少构件的刚度，隔离度小于2dB。

-(1) 

副车架与NVH之间的关系

对装有横向i4汽油机、无平衡轴模块的FF轿车进行了测试，发现No2构件在60hz左右的垂直模态与2000rpm时的起动隆隆噪声有相关性，而no1构件在130hz左右的前后模态与4000rpm以上的高速隆隆噪声有相关性。从图4所示的振型可以看出，构件结构和安装衬套的刚度是相关的。作为量化关系的可行性试验，如图5所示对构件和安装衬套进行了加固。

图4 副车架的模态振形

图5加固的可行性测试

作为加强的结果，图6显示，no1的前后方向从A'到B'的动态刚度'增加，导致4000 rpm以上的隆隆声降低3dB，no2的垂直方向的动态刚度'增加。从A到B的结果是使隆隆声在2000rpm下降低10dB，这是一个令人满意的水平。

图6 可行性测试结果

副车架构件目标刚度的设定

为了合理设置每个成员的动态刚度目标以确保获得令人满意的隆隆声，我们进行了贡献分析。根据等式（2），可以将力路径的内部噪声（P）计算为噪声传递函数（P / F），输入点刚度（K）和工作振动（A）的乘积。图7显示了使用等式（2）从no2垂直方向的路径中测得的嗡嗡声和计算出的嗡嗡声的比较。可以发现，在初始状态下，no2的垂直方向是2000rpm（60〜70Hz）时的隆隆声的主要路径。为了达到考虑到其他噪声源（例如进气和排气噪声）而设定的2000rpm的隆隆声目标，no2部件从60Hz到70Hz的动态刚度应大于B（可行性测试的水平）。

-(2)

图7验证起振噪声NO2构件刚度目标

图8显示了使用方程式（2）从1号构件前后的路径测量的和计算的轰鸣噪声的比较。结果表明，在初始条件下，1号构件发动机的前后方向是4000rpm（130～200HZ）以上轰鸣噪声的主要传播途径。为了满足4000rpm以上的隆隆噪声目标（考虑到其他噪声源，如发动机辐射噪声），1号构件在130~200hz范围内的动刚度应大于可行性试验水平B’。

图8高速轰鸣噪声1号构件刚度目标验证

作为上述可行性试验和贡献分析，建议各构件的动刚度指标达到表1所示指标，使相关轰鸣噪声获得满意的水平。

表1副车架构件的动刚度指标

构件结构刚度的提高

首先，重点研究了构件的结构刚度。提高结构刚度的常用方法是增加横截面积和厚度，这是有效的，但应优化以尽量减少重量增加。[1]如图9所示，1号构件的横截面积增加，通过2个阶段的重量增加最小化，使得4000rpm以上的轰鸣噪音下降3db。

图9通过提高1号构件的结构刚度来降低高速轰鸣噪声

如图10所示，通过增加横截面积来加强NO2构件，并考虑到布局，这导致在2000 rpm分左右，轰鸣噪音下降了2分贝。为了保证目标的刚度，我们在no2构件上安装了一个动态阻尼器，获得了令人满意的轰鸣声。

图10通过提高NO2构件的结构刚度来降低轰鸣噪声

优化副车架悬置衬套

悬置衬套的刚度是决定副车架动态特性的重要因素之一。图11显示了扭转方向的动力总成激振力根据类型具有不同的频率依赖性。表2和图11显示了根据悬置衬套刚度变化的副车架动态特性变化。具体来说，随着悬置衬套的刚度变得更高，低频（低于100Hz）的振动水平变得更低。然而，频率范围在100hz到200hz之间的振动水平变得更高。因此，副车架悬置衬套的刚度应在考虑动力总成激振力特性的情况下进行优化，以使结构加固所增加的重量最小化。

图11根据不同类型，防扭悬置处动力总成振动的频率相关性

表2副架构件根据悬置衬套刚度的固有频率变化

图12副车架构件根据悬置衬套刚度的动态特性变化

案例研究-无平衡轴（BSM）的柴油机

随着发动机转速的增加，不带平衡轴模块的柴油机的滚转激振力变大。图13显示，随着悬置衬套的刚度更高，在高发动机转速下的轰鸣噪声级变得更高。特别是当衬套硬度由hs60提高到hs70时，由于1号构件在纵向和纵向的动态特性变化，使3500rpm以上的轰鸣噪声和2300rpm左右的c4阶噪声加剧。而当悬置衬套改为实心安装时，由于no1和no2构件在垂直方向上的动态特性变化，使3000rpm左右的轰鸣声和2300rpm左右的c4阶声加剧。如果柴油机没有平衡轴模块，对转速具有很高的幅值灵敏度，考虑到衬套的耐久性和汽车的操纵性能，可以通过降低刚度来优化悬置衬套的刚度。

图13无BSM柴油机悬置衬套刚度优化

研究案例——带平衡轴的汽油机

带有平衡轴模块的汽油机在2000转/分左右有较大的滚转激振力，这与装有hs60初始悬置衬套的no2构件的垂直模态有关，引起了严重的起动轰鸣噪声。如图14所示，我们通过将悬置衬套硬度从HS60改为70，将NO2构件的垂直模式的固有频率从67Hz增加到80Hz，从而使开始轰鸣的噪音降低了3dB。

图14装有BSM的汽油机悬置衬套刚度优化

刚性副车架的nvh开发

在前面的章节中，我们研究了构件结构刚度和悬置衬套刚度的优化。为了降低成本，我们将衬套改为实心底座，从轰鸣声、隆隆声和道路噪声三个方面分析了各自的优缺点，并通过分析原因提出了解决方案。

CASE STUDY –GASOLINE ENGINE WITHOUT BSM 案例研究——不带平衡轴的汽油机

如图15所示，由于no2垂直模式在60hz左右的动态特性改善，刚性安装副车架具有开始轰鸣噪声的优点。然而，由于1号前后模态在170hz左右的动态特性降低，5000rpm以上的轰鸣噪声加剧。作为解决方案，我们在1号构件上安装了一个动态减振器，并在表3所示的重量减轻的情况下，实现了与衬套安装相同的轰鸣噪音。

表3衬套的规格和刚性副车架开发

图15 刚性副车架的轰鸣噪声

如图16所示，由于NO2构件在前后方向的动态特性恶化，刚性副车架的轰鸣噪声在400Hz左右有缺点。

图16刚性副车架的隆隆噪声

图17显示，通过对NO2构件进行加固，例如增大横截面和增加连接上下板的管道，可以改善隆隆噪声。

图17通过对2号构件进行更改来改善隆隆噪声

案例研究 - 柴油发动机无平衡轴4点发动机悬置系统

如图18所示，由于no2垂直模式在100hz左右的动态特性恶化，刚性副车架具有3000rpm左右的隆隆噪声的缺点。尽管我们加固了构件结构，并在2号构件上安装了一个动态阻尼器，但是隆隆的噪音仍然无法降低到令人满意的水平。

图18 刚性副车架的轰鸣噪声

案例研究——不带BSM的柴油机，带3点发动机悬置系统

图19显示，与4点发动机悬置系统相比，3点发动机悬置系统中的垂直振动减少了10分贝，由于扭转力输入点的变化，前后振动增加了5~10分贝。

图19根据力输入方向从4点到3点的变化，发动机悬置系统的扭转激励力变化

如图20所示，与4点发动机悬置系统相比，由于垂直振动降低，3000rpm左右的隆隆声降低了8db。

图20发动机悬置系统从4点到3点的轰鸣噪声变化

然而，图21显示，由于no2构件的动态特性恶化和发动机激振力在前后方向增加，刚性副车架具有从250hz到500hz的隆隆噪声的缺点。

图21刚性副车架的隆隆噪声

当我们通过增大横截面和增加一个I形副车架的安装点来加固NO2构件时，我们可以确保相当于衬套悬置副车架的NO2构件的动态特性，从而将隆隆噪声从250Hz降低到500Hz，如图22所示。

图22 井形和i形副车架的比较

案例研究-路噪

如图23所示，由于图24所示的副车架侧梁的固有频率从a Hz变为b Hz，导致动态特性恶化，因此，刚性副车架在300Hz左右的道路噪声方面存在缺点。

图23 刚性副车架的轰鸣噪声

图24 副车架侧梁的固有频率变化

图25显示了从车轮通过转向节和副车架侧梁到车身的噪声和振动传递函数。我们可以认识到，车轮和副车架侧梁在300hz左右的模态相关导致了整体式副车架道路噪声的加剧。

图25从车轮到车身的传递函数

我们试图通过扩大A和G点衬套并改变刚度来增加侧梁的阻尼，如表4所示。因此，由于新的A和G衬套的阻尼作用，侧梁的振动降低了约300Hz的道路噪音，如图26所示。此外，g 点衬套的增大也提高了冲击平顺性。[6]

表4 A点和G点衬套的变化

图26通过更换A和G衬套改善道路噪音

结论

本研究得出以下结论。

通过可行性试验和贡献分析，研究了副车架各构件的动力特性与车内相关隆隆噪声的关系，提出了副车架各构件的动刚度指标。通过结构改进，保证了令人满意的轰鸣声。

考虑到不同类型动力总成激振力的频率特性，对副车架悬置衬套的刚度进行了优化。

通过与带衬套的柔性副车架的对比，从隆隆声、隆隆声和道路噪声三个方面分析了刚性副车架的优缺点。分析了缺陷产生的原因，提出了解决方案，并进行了验证。

REFERENCES

1.Kyung-Hwan Park, "A study on vibrationcharacteristics and sizing optimization of a subframe", JSAE TechnicalPaper No. 20035436

2.Michio Arakawa, "Analysis of forcesfrom the subframe into sidemembers for road noise reduction", JSAETechnical Paper No. 9534964

3.Mark Allen Daly, “Influence of MountStiffness on Body/Subframe Acoustic Sensitivities”, SAE Technical Paper No.2003-01-1714

4.Juha Plunt, “Examples of Using TransferPath Analysis(TPA) together with CAE-Models to Diagnose and Find Solutions forNVH Problems Late in the Vehicle Development Process”, SAE Technical Paper No.2005-01-2508

5.Leo L. Beranek, ”Noise and VibrationControl”, The institute of Noise Control Engineering

6.NobutakaTsujiuchi, “A StiffnessOptimization Procedure for Automobile Rubber Mounts”, SAE Technical Paper No.2001-01-1445