龍祖榮，程志謀，楊紅，羅彥飛

( 東風柳州汽車有限公司技術中心，廣西柳州545005)

0 引言

隨著人們生活水平的提高，對車輛NVH 性能的要求也越來越高。發(fā)動機是車輛的一個主要振源，其振動經懸置系統(tǒng)傳遞至車身。所以懸置系統(tǒng)的設計是汽車減振的關鍵因素之一。

在懸置系統(tǒng)設計過程中根據發(fā)動機總成、主要激振力、安裝條件等因素確定基本的設計參數，然后借助Adams 建立虛擬樣機，實現在計算機上仿真復雜機械系統(tǒng)的運動和動力性能，計算出模態(tài)頻率和振型、解藕水平等，為設計、優(yōu)化懸置系統(tǒng)提供了高效的途徑。

1 發(fā)動機懸置系統(tǒng)設計

發(fā)動機懸置系統(tǒng)包括發(fā)動機總成(發(fā)動機、變速箱) 以及幾個懸置元件，發(fā)動機總成通過懸置元件與車身相連。發(fā)動機懸置系統(tǒng)的減振性能受到多種設計因素的影響［1］，主要有：

(1) 剛度。懸置元件在3 個彈性主軸方向上的(動、靜態(tài)) 剛度。

(2) 阻尼。懸置元件在3 個彈性主軸方向上的(動、靜態(tài)) 阻尼。

(3) 布局。懸置元件的空間布局方式(位置坐標)。

(4) 角度。懸置元件彈性主軸與動力總成質心坐標軸間的夾角。

(5) 質量特性。動力總成的剛體質量、質心、轉動慣量及慣性積。

發(fā)動機懸置系統(tǒng)的設計根據發(fā)動機總成的慣性參數及懸置系統(tǒng)的布局，通過匹配各懸置的剛度，來實現發(fā)動機缸體模態(tài)的解藕和模態(tài)頻率的合理分布。模態(tài)耦合將導致發(fā)動機總成的振幅加大，共振頻率范圍過寬，若模態(tài)頻率與激振力的頻率相近，將會導致共振。

2 Adams 在發(fā)動機懸置系統(tǒng)設計優(yōu)化中的工程應用

2.1 建模

某車型配備直列四缸渦輪增壓發(fā)動機，在發(fā)動機怠速時地板有較大的振動，因此需要對現有發(fā)動機懸置系統(tǒng)進行評價及改進。動力總成采用三點懸置，左、右懸置與車身縱梁連接，后懸置與副車架連接。發(fā)動機總成慣性參數如表1 所示。

表1 發(fā)動機總成轉動慣量及慣性積 kg·m2

在多體動力學軟件Adams/View 中建立發(fā)動機懸置系統(tǒng)動力學模型［2］，假設發(fā)動機總成為剛體，而懸置簡化為一端固定在發(fā)動機上另一端固定到車架上的彈性體，具有沿3 個軸線方向的線剛度和阻尼，在Adams 軟件中，軸套(Bushing) 工具也具有3 個方向的線剛度和阻尼，因此可用軸套模擬橡膠懸置。車架視為剛體，軸套(Bushing) 一端與發(fā)動機相連，另一端可直接與大地相連。在模型中給(Bushing) 施加相同的三向剛度值，安裝位置參照實物如圖1 所示。

2.2 懸置優(yōu)化計算

在模型中建立驅動力時可以把發(fā)動機氣缸內燃氣壓力延拓為周期函數［3］，這樣其他相關的力用周期函數近似表達，就較好地模擬了實際發(fā)動機的工作狀況，可以獲取各個轉速下的往復慣性力和力矩。發(fā)動機氣缸內燃氣溫度可達到900 ～1 000℃，對活塞的壓力20 ～50 N/cm2。發(fā)動機轉速： n=750 r/min，通過以上分析把數據代入公式可得：

β = arcsin(0.35sin(25t))，F = 2 500 sin(25t)

由于該車型的發(fā)動機安裝位置、方式以及懸置軟墊的形狀已基本確定，結合車型的實際情況分析，靠發(fā)動機側的右懸置處的車身縱梁處振動比較大，所以懸置優(yōu)化設計變量選擇右懸置剛度： (1) 右懸置總成Z 方向的拉壓剛度; (2) 右懸置總成X 方向的剪切剛度; (3) 右懸置總成Y 方向的剪切剛度。

從工況條件出發(fā)，依據有關振動理論并結合工程經驗，確定如下的優(yōu)化設計約束條件： 懸置處發(fā)動機一側的位移動態(tài)響應幅度不大于10 mm; 質心處的位移動態(tài)響應幅度不大于5 mm; 為避免懸置動態(tài)頻率接近怠速頻率，Z 向剛度不大于800 N/mm。

2.3 優(yōu)化設計及結果分析

發(fā)動機懸置系統(tǒng)的評價指標主要有懸置元件的振動衰減率是否滿足要求; 振動的解耦程度是否滿足要求; 模態(tài)頻率的分布是否滿足要求。第一個主要通過試驗來測得，故首先來分析后兩個因素。

發(fā)動機懸置系統(tǒng)的動力學模型是一個空間六自由度的振動系統(tǒng)，沿X 方向的運動稱為縱移，沿Y 方向的運動稱為橫移，沿Z 方向的運動稱為豎移，繞X 軸的轉動稱為側傾，繞Y 軸的轉動稱為俯傾，繞Z 軸的轉動稱為橫擺。對于實際的發(fā)動機懸置系統(tǒng)，其固有振型一般不是單一的沿上述6 個方向的，而是沿著某幾個方向的運動合成，并且在發(fā)動機激振以后還存在耦合振動，即同時存在2 個以上的振型。

利用Admas/Linear、Admas/Vibaration 振塊耦合程度分析和模態(tài)頻率分布分析對發(fā)動機懸置系統(tǒng)進行分析［4］，得到各個模態(tài)的固有頻率如表2 所示，振型如圖2 所示，以及6 個模態(tài)中各個自由度的能量分布如表3 所示。

表2 6 個模態(tài)的固有頻率

表3 優(yōu)化后的發(fā)動機懸置系統(tǒng)6 個模態(tài)中各個自由度的能量分布百分比

表4 設計變量的優(yōu)化結果

發(fā)動機懸置系統(tǒng)的頻率分布在5 ～15 Hz 高于車身的垂直方向的頻率，又低于傳動系統(tǒng)的扭振頻率，是發(fā)動機懸置系統(tǒng)的合理頻率分布范圍［5］，優(yōu)化后右懸置的剛度如表4 所示。

該懸置系統(tǒng)模態(tài)能量解藕狀況總體上獲得了一定程度的提高，但由于受到約束條件的限制，懸置系統(tǒng)解耦還無法完全達到理想的效果。根據計算結果開發(fā)新懸置軟墊，分別測量了懸置及車身的振動試驗數據如表5 所示，從試驗結果對比可以看出，發(fā)動機怠速振動有了很大的改善。

表5 試驗數據對比

3 結束語

汽車發(fā)動機懸置系統(tǒng)的設計既是復雜的又是經常要做的，文中通過利用Admas 軟件建立發(fā)動機懸置系統(tǒng)的空間六自由度的振動模型，在求解懸置系統(tǒng)主要振型和能量解藕的基礎上優(yōu)化懸置剛度，并根據優(yōu)化后的剛度參數開發(fā)懸置樣件; 通過試驗驗證了新開發(fā)的懸置系統(tǒng)更好地衰減了動力總成向車身的振動傳遞; 為以后發(fā)動機懸置系統(tǒng)的優(yōu)化設計及多目標優(yōu)化計算奠定了良好的基礎。

【1】李紅松.汽車發(fā)動機懸置系統(tǒng)主要特征參數的計算分析［J］.重慶工學報，2005，19(8) ：14-15.

【2】史文庫，洪哲浩，趙濤.汽車動力總成懸置系統(tǒng)多目標優(yōu)化設計及軟件開發(fā)［J］.吉林大學學報，36(5) ：25-27.

【3】上官文斌.發(fā)動機懸置系統(tǒng)的優(yōu)化設計［J］. 汽車工程，1992(2) ：103-110.

【4】李建康，鄭立輝，宋向榮.汽車發(fā)動機懸置系統(tǒng)動剛度模態(tài)分析［J］.汽車工程，2009，31(5) ：35-38.

【5】閻紅玉，徐石安.發(fā)動機-懸置系統(tǒng)的能量法解耦及優(yōu)化設計［J］.汽車工程，1993(6) ：21-24.