趙 虎 ，毛世偉 ，辛加運(yùn) ，汪 洋 ， 王 浩

（1.江淮汽車股份有限公司技術(shù)中心，合肥 230022，2.合肥工業(yè)大學(xué) 機(jī)械與汽車工程學(xué)院，合肥 230009）

某乘用車在樣車測(cè)試中發(fā)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)低速行駛時(shí)振動(dòng)較大，經(jīng)分析與發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)匹配有關(guān)，為此對(duì)該車型動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)性能進(jìn)行分析，以明確問(wèn)題的原因。

汽車動(dòng)力總成懸置的性能分析工作已經(jīng)開(kāi)展多年，尤其是自上世紀(jì)80年代以來(lái)，通過(guò)許多學(xué)者的研究積累，逐漸形成了以移頻、解耦和降低動(dòng)反力為主的基本設(shè)計(jì)理念，對(duì)于指導(dǎo)企業(yè)進(jìn)行動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的匹配分析起到了積極的作用。在以往動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)、匹配、優(yōu)化中，大多數(shù)工作是基于動(dòng)力總成自身剛體運(yùn)動(dòng)的6自由度模型開(kāi)展的，主要考察從動(dòng)力總成到車架的振動(dòng)傳遞特性［1］。這樣的處理方式對(duì)于動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)性能的分析評(píng)估還有一定的局限性：未能對(duì)路面激勵(lì)下動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的隔振性能進(jìn)行評(píng)價(jià)?？紤]到汽車是一個(gè)復(fù)雜的多體動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)，各部件在低頻路面激勵(lì)下的動(dòng)力學(xué)行為，對(duì)懸置系統(tǒng)可能產(chǎn)生較大的影響。

本文以某6700客車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)為研究對(duì)象，對(duì)路面激勵(lì)下的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)性能進(jìn)行了分析，根據(jù)分析結(jié)論提出了懸置系統(tǒng)的改進(jìn)建議，為進(jìn)一步改善整車NVH性能提供了依據(jù)。

1 動(dòng)力總成模型的建立

考慮到動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的固有頻率一般不高于20 Hz，遠(yuǎn)小于動(dòng)力總成自身結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率，因此可以將動(dòng)力總成和車架分別定義為剛體。結(jié)合整車平順性7自由度模型，建立該款車型13自由度整車虛擬樣機(jī)模型［2］，如圖 1 所示。

對(duì)該模型說(shuō)明如下：

（1）動(dòng)力總成使用 3點(diǎn)懸置（前 2后 1），通過(guò)BUSHING定義與車架之間的約束，懸置件簡(jiǎn)化為3個(gè)主軸方向的剛度和阻尼。

（2）整車簡(jiǎn)化為車身質(zhì)量和非簧載質(zhì)量，懸架具有線性剛度和阻尼特性，用SPRING定義。非簧載質(zhì)量和地面之間的輪胎動(dòng)態(tài)特性用BUSHING定義。

（3）車身具有Z向平動(dòng)，繞X軸的側(cè)傾運(yùn)動(dòng)，繞Y軸的俯仰運(yùn)動(dòng)3個(gè)自由度，每個(gè)車輪有一個(gè)Z向平動(dòng)自由度，使用Zfl代表左前輪的Z向運(yùn)動(dòng)。

2 整車振動(dòng)模態(tài)及頻率響應(yīng)特性

該車型發(fā)動(dòng)機(jī)是四缸四沖程，怠速為750 rpm。此時(shí)Z向二階往復(fù)慣性力頻率為25 Hz；通常懸架系統(tǒng)的偏頻在1 Hz左右，車身共振頻率為1～1.5 Hz［3］，因此，為了獲得良好的隔振效果，動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)固有頻率一般配置在3～18 Hz之間較為合適，并盡可能提高沿Z向平動(dòng)和繞X軸轉(zhuǎn)動(dòng)方向的解耦率［4、5］。對(duì)整車系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析，分析結(jié)果如表1。

表1 整車系統(tǒng)模態(tài)分析結(jié)果

從表中可以看出，動(dòng)力總成和車架之間的運(yùn)動(dòng)耦合主要體現(xiàn)在第1階模態(tài)（1.114 Hz）和第13階模態(tài)（10.85Hz）。當(dāng)?shù)?階模態(tài)被激發(fā)時(shí)，由于車架和動(dòng)力總成沿Z方向的運(yùn)動(dòng)耦合，車架向動(dòng)力總成的振動(dòng)傳遞較大，容易引起動(dòng)力總成出現(xiàn)較大的振動(dòng)。第13階模態(tài)為動(dòng)力總成沿Z向振動(dòng)的主模態(tài)，如果該階模態(tài)被激發(fā)，動(dòng)力總成的振動(dòng)能量向車架的傳遞較大，隔振效果變差。在動(dòng)力總成懸置的設(shè)計(jì)中，應(yīng)著重考慮解除該階模態(tài)中動(dòng)力總成和車架沿Z向的運(yùn)動(dòng)耦合。另外，動(dòng)力總成子系統(tǒng)中，繞Y軸（第7階）與沿Z向（第13階）的耦合較大?？紤]到動(dòng)力總成二階慣性力沿Z向作用，應(yīng)盡可能提高這兩個(gè)方向的解耦率以降低沿Z向模態(tài)被激發(fā)的概率。動(dòng)力總成繞Z軸（第4階）與繞X軸方向（第8階）的耦合也較為嚴(yán)重，由于低速下發(fā)動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)反作用轉(zhuǎn)矩是動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的主要激勵(lì)之一，考慮到該激勵(lì)的方向也為繞X軸，應(yīng)提高這兩方向上的能量解耦率。

為了進(jìn)一步考察動(dòng)力總成主動(dòng)隔振性能，應(yīng)用幅值為1的諧波激勵(lì)對(duì)其進(jìn)行1～50Hz掃頻，得到車架質(zhì)心加速度和右懸置主、被動(dòng)支點(diǎn)沿Z向加速度頻率響應(yīng)特性，如圖2、圖3所示?？梢钥闯鲈?.114Hz、10.8Hz分別對(duì)應(yīng)著整車第1階模態(tài)和第13階模態(tài)，由于動(dòng)力總成子系統(tǒng)中，沿Z向和繞Y向的運(yùn)動(dòng)耦合，在8.7Hz的激勵(lì)下第7階模態(tài)也被激發(fā)。

3 路面隨機(jī)激勵(lì)下動(dòng)力總成的響應(yīng)特性

3.1 路面高程隨機(jī)序列的構(gòu)建

以B級(jí)路面為例，對(duì)路面高程隨機(jī)序列的構(gòu)建過(guò)程簡(jiǎn)述如下：

標(biāo)準(zhǔn)的B級(jí)路面譜空間頻率為0.011 m-1

式中： n0為參考空間頻率，n0=0.1 m-1，Gq（n0）為參考空間頻率 n0下的路面不平度系數(shù)，Gq（n0）=64×10-6m3，f=nu，頻率區(qū)間為 0.11 Hz

對(duì)B 級(jí)路面功率譜應(yīng)用諧波疊加法［7、8］，得到的路面高程隨機(jī)序列及相應(yīng)的功率譜如圖4、圖5所示。

3.2 懸置系統(tǒng)對(duì)B級(jí)路面激勵(lì)的響應(yīng)特性

動(dòng)力總成沿Z向位移的大小，從一個(gè)側(cè)面體現(xiàn)了懸置件的隔振性能。一般來(lái)說(shuō)，橡膠塊的徑向剛度大，在隨機(jī)路面和發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)下動(dòng)力總成的位移就小，但是雙向傳遞的動(dòng)反力變大，力傳遞率高，隔振效果不明顯；反之則動(dòng)力總成的相對(duì)位移過(guò)大，橡膠塊變形大，振動(dòng)過(guò)程中容易和發(fā)動(dòng)機(jī)艙其他部件干涉。所以在在隔振設(shè)計(jì)中，應(yīng)對(duì)動(dòng)力總成的位移大小進(jìn)行合理的控制。通常動(dòng)力總成沿著Z向動(dòng)態(tài)位移量不超過(guò)5mm，沿X、Y方向的位移盡量不超過(guò)3 mm［9］。在 B 級(jí)路面激勵(lì)下，車速為 10m/s時(shí)，動(dòng)力總成質(zhì)心沿Z向位移響應(yīng)的時(shí)間歷程及其功率譜，如圖6，圖7所示。

由于路面的隨機(jī)激勵(lì)和汽車的振動(dòng)響應(yīng)均為服從高斯分布的隨機(jī)過(guò)程，因此在路面隨機(jī)激勵(lì)下，動(dòng)力總成質(zhì)心的位移量也為服從高斯分布的隨機(jī)信號(hào)。這樣，通過(guò)該振動(dòng)信號(hào)的均值和均方根值就可以獲得動(dòng)力總成質(zhì)心響應(yīng)量的概率分布［10］。

計(jì)算可得，動(dòng)力總成質(zhì)心位移的均值與均方根值分別為mz=-0.00013mm，δz=0.1038mm。由于該隨機(jī)過(guò)程服從高斯分布，動(dòng)力總成質(zhì)心位移小于3δz=0.3114 mm的概率為99.7%，即動(dòng)力總成質(zhì)心Z向位移穿越±0.3114mm的概率僅為0.3%［6］。由于動(dòng)力總成位移較小，可以預(yù)測(cè)動(dòng)力總成的剛度較高，力的傳遞率比較大。由圖7可以看出，動(dòng)力總成振動(dòng)的能量主要集中于第1階模態(tài)（1.1 Hz）和第13階模態(tài)（10.8 Hz）。

圖8、圖9為采用車速為10 m/s下的B級(jí)路面功率譜模型，應(yīng)用譜分析在ADAMS中獲得的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)對(duì)路面激勵(lì)下的頻域響應(yīng)特性［11］。 可以看出，在 8.6 Hz、10.3 Hz 左右路面激勵(lì)到動(dòng)力總成的位移傳遞率較大，隔振性能降低。圖9可以看出，隨著頻率的增加，路面不平度降低，動(dòng)力總成振動(dòng)減弱，但是在1.23 Hz、8.8 Hz、10.8 Hz左右卻出現(xiàn)了峰值，進(jìn)一步印證了模態(tài)分析的結(jié)果。

4 結(jié) 論

對(duì)某6700客車在發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)和路面隨機(jī)激勵(lì)下的時(shí)域、頻域響應(yīng)特性進(jìn)行了分析，探討了其動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的正、反向隔振特性。結(jié)果表明，該乘用車低速振動(dòng)較大的原因是：懸置子系統(tǒng)和車身子系統(tǒng)在Z方向的振動(dòng)上存在模態(tài)耦合，導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)向車身傳遞過(guò)大。另一方面，動(dòng)力總成懸置子系統(tǒng)中沿Z向和繞Y軸方向的運(yùn)動(dòng)耦合增加了動(dòng)力總成沿Z向模態(tài)被激發(fā)的概率。為降低該乘用車的低頻振動(dòng)，建議解除車架和懸置子系統(tǒng)在Z向的運(yùn)動(dòng)耦合，對(duì)懸置子系統(tǒng)的繞Y方向和Z向的解耦率也應(yīng)進(jìn)一步的提高。

［1］方錫邦，陳樹(shù)勇，張文炬.轎車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)隔振性能的仿真研究 ［J］.合肥工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào)， 2003， 26（2）:236-241.

［2］王峰，靳永軍.基于整車模型的動(dòng)力總成懸置振動(dòng)仿真及優(yōu)化［J］.振動(dòng)與沖擊， 2008， 27（4）:134-138.

［3］喻凡，林逸.汽車系統(tǒng)動(dòng)力學(xué) ［M］.北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2005:171-189.

［4］師漢民.機(jī)械振動(dòng)系統(tǒng)─分析·測(cè)試·建?！?duì)策 ［M］.武漢:華中科技大學(xué)出版社，2004:233-259.

［5］韋海燕，何仁，徐凌.發(fā)動(dòng)機(jī)懸置軟墊剛度為汽車舒適性的影響分析［J］.農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)， 2007， 38（10）：28-30.

［6］余志生.汽車?yán)碚?［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2006:205-220.

［7］常志權(quán)，羅虹，褚志剛，鄧兆祥.諧波疊加路面輸入模型的建立及數(shù)字模擬 ［J］.重慶大學(xué)學(xué)報(bào)， 2004， 27（12）:5-8.

［8］盧劍偉，陳解，王其東.平順性仿真驅(qū)動(dòng)的板簧承載式懸架參數(shù)優(yōu)化［J］.系統(tǒng)仿真學(xué)報(bào)， 2007， 19（21）:5025-5029.

［9］上官文斌，黃天平，許馳等.汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)振動(dòng)控制設(shè)計(jì)計(jì)算方法研究［J］.振動(dòng)工程學(xué)報(bào)，2007， 20（6）:577-583.

［10］ Jianwei Lu， Fanling Zeng．Optimization of Suspension Parameters Based on Simulation of Ride Comfort in Vehicle Development［J］．Int.J.Vehicle Design.2008， 47（1）:37-50.

［11］周垚，翁建生.RQ11動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)分析與試驗(yàn)研究 ［J］.汽車科技， 2006， 7（4）:35-39.