汽车悬置支架动刚度对车身NVH 性能影响的分析

赵敬 苏辰 刘鹏 金善玉

（中国第一汽车股份有限公司天津开发分公司）

随着生活水平的提高，人们对汽车功能的要求越来越高，对NVH 性能也越来越重视。动力总成的振动占汽车振动的很大部分，它的振动通过悬置橡胶及悬置支架连接到车身，因此悬置支架的性能好坏对NVH性能有着重要的影响。对悬置支架NVH 特性影响比较大的是动刚度[1]。动刚度是动载荷下悬置支架抵抗变形的能力。悬置支架动刚度所考察的是在关注的频率范围内该支架局部区域的刚度水平，动刚度不足必然引起更大的振动和噪声，将对整车NVH 性能产生非常不利的影响，是在整车NVH 分析中必须要考虑的因素。文章以某车型为研究对象，通过悬置支架动刚度分析，发现左、右悬置支架动刚度不足，同时影响了座椅导轨振动和驾驶员右耳噪声水平。对悬置支架进行了结构优化，提高其动刚度，同时座椅导轨的振动传递函数和驾驶员右耳的噪声传递函数都得到了改善。

1 动刚度原理

在车身CAE 分析中，车身的局部动刚度常采用源点加速度导纳（IPI/（（mm/s2）/N））进行评价，如式（1）所示。IPI 分析是在一定频率范围内通过在加载点施加单位力作为输入激励，同时将该点作为响应点，测得该点在对应频率范围内的加速度导纳。

F——激励力，N；

ω——圆频率，rad/s；

f——频率，Hz；

K——动刚度，N/mm。

为更直观地看出各关键点的动刚度，并方便与参考值进行比较，对分析得到的加速度曲线进行数据处理，将其等效为在关注的频率范围内的1 个具体数值，成为等效动刚度（Kd/（N/mm））[2]，计算公式，如式（2）所示。

式中：SumAcc——每个频率下加速度响应的和，mm/s2；

n——频率个数。

2 悬置支架动刚度分析

在车型设计初期考察悬置点动刚度时，采用的是TB（内饰车身）模型，悬置布局为左、右、后悬置三点支撑，将3 个悬置点每个方向的激励载荷定义为1 个工况，载荷为1 N 的集中力，求解范围在20～250 Hz。以激励点作响应点，输出悬置点的加速度响应，并把加速度响应曲线纵坐标转换成对数的形式。根据工程经验，悬置支架动刚度目标值设定为5 000 N/mm。

通过CAE 分析，左、右悬置支架动刚度明显不足。因左、右悬置结构对称，后续分析以左悬置为例。左悬置加速度响应曲线，如图1所示。

图1 汽车左悬置加速度响应曲线图

从图1 可以看出：左悬置X 向平均动刚度为2 728.8 N/mm，Y 向平均动刚度为 1 125.2 N/mm，Z 向平均动刚度为3 282.4 N/mm，均低于目标值5 000 N/mm。

3 悬置支架动刚度对NVH 性能的影响

鉴于左、右悬置支架动刚度较低，影响整车的NVH 性能。以传函为例，悬置支架动刚度不足对前座椅导轨的振动和驾驶员右耳的噪声都会有影响。左悬置Y 向激励，座椅导轨速度响应曲线，如图2所示，座椅导轨Y，Z 向速度响应超出目标线（0.03 mm/s）。左悬置X，Y，Z 向激励，驾驶员右耳声压级响应曲线，如图3所示，Y，Z 向激励声压级响应峰值为65.4 dB，超出目标值约10 dB。

图2 汽车座椅导轨速度响应曲线图

图3 汽车驾驶员右耳声压级响应曲线图

4 悬置支架改进方案

通过结构分析，发现悬置弹性中心点偏离中心线，且侧面没有支撑。针对这2 个问题，对左悬置支架进行了结构优化，优化方案，如图4所示。

图4 汽车左悬置优化方案图

优化后悬置支架动刚度明显提高，X，Y，Z 三向的平均动刚度在关注的频率范围内均达到了目标。加速度响应曲线，如图5所示。

图5 汽车左悬置优化后加速度响应曲线图

悬置支架动刚度提高后，车身振动和噪声传递函数也得到了改善。左悬置Y 向激励，座椅导轨速度响应峰值均降到了目标值（0.03 mm/s）以下，如图6所示，满足目标要求。驾驶员右耳的最高声压级响应降低了7 dB，如图7所示，虽未达标，但也大大降低了车内噪声。影响噪声传递函数的因素较多，激励只是一方面，车身结构也是重要的影响因素，后续噪声传递函数的优化工作可以从车身结构着手。

图6 汽车悬置优化后座椅导轨速度响应曲线图

图7 汽车悬置优化后驾驶员右耳声压级响应曲线图

5 结论

文章对某车型的TB 模型进行了悬置动刚度分析，以及悬置激励，座椅导轨振动和驾驶员右耳声压级响应的传递函数分析。发现左悬置动刚度明显不足，进而影响了座椅导轨振动和驾驶员右耳声压级。通过结构优化，在提高悬置动刚度的同时，车身的NVH 性能也有了很大改善。

在车辆设计初期，通过动刚度分析可以很好地预测结构动态特性设计的不足，及时对结构进行修改，减少后期的设计难度，缩短开发周期和降低开发成本。