王景蓉 李元寶

（中國第一汽車股份有限公司技術中心）

微型汽車3缸發(fā)動機懸置系統(tǒng)匹配設計

王景蓉 李元寶

（中國第一汽車股份有限公司技術中心）

從3缸發(fā)動機的振動規(guī)律出發(fā)，分析其合理的模態(tài)分布范圍；分析了微型汽車懸置系統(tǒng)的布置型式及其常用懸置結構的特點。針對某微型汽車匹配3缸發(fā)動機怠速振動過大問題，對其懸置系統(tǒng)進行模態(tài)分析及受力分析。通過調整懸置剛度及懸置結構等措施對懸置系統(tǒng)進行優(yōu)化，并對優(yōu)化前后的動力總成模態(tài)分布及轉向盤振動進行試驗。試驗結果表明，優(yōu)化后的懸置系統(tǒng)解決了3缸發(fā)動機怠速振動及轉向盤抖動問題。

1 前言

隨著國家節(jié)能減排法規(guī)的出臺及汽車產(chǎn)品降成本的需要，小排量發(fā)動機成為關注的焦點。與4缸發(fā)動機相比，3缸發(fā)動機結構簡單，質量輕，易于維修，因此其越來越多的應用于微型汽車上。發(fā)動機是汽車的主要噪聲振動源，其振動通過發(fā)動機懸置系統(tǒng)傳遞到車身上。為了降低發(fā)動機傳遞到車身的振動，要求懸置系統(tǒng)剛度低且隔振性能好，同時出于對動力總成位移的控制，又要求懸置系統(tǒng)具有高剛度[1]。由于3缸發(fā)動機振動情況比4缸發(fā)動機差，因此懸置系統(tǒng)的優(yōu)化設計對3缸發(fā)動機來說尤為重要。目前，在3缸發(fā)動機懸置系統(tǒng)匹配方面的技術還未成熟。本文從控制發(fā)動機振動角度出發(fā)，對某微型汽車的3缸發(fā)動機進行懸置系統(tǒng)匹配設計。

2 3缸發(fā)動機振動規(guī)律分析

2.1 3缸發(fā)動機動力學特性描述

發(fā)動機在工作過程中，曲柄連桿機構中部件的運動會產(chǎn)生慣性力和慣性力矩，其為發(fā)動機最主要的振動源之一。對于每個氣缸來說，活塞和往復運動件在工作中產(chǎn)生往復運動的慣性力F，F(xiàn)包括1階慣性力和2階慣性力[2]。

在任一時刻，對3個氣缸的1階慣性力進行矢量分解如圖1所示，其中θi（i=1,2,3）為氣缸的曲軸角，曲軸角依次間隔120°。由圖1可知，3缸發(fā)動機的1階、2階慣性力均平衡。

對慣性力矩進行分析可知，3缸發(fā)動機的1階慣性力矩和2階慣性力矩不平衡，由此使發(fā)動機產(chǎn)生前后的俯仰運動。因此，在對懸置系統(tǒng)進行匹配分析時，要考慮動力總成的俯仰頻率，以避開3缸發(fā)動機1階、2階慣性力矩的頻率。

2.2 3缸發(fā)動機的點火頻率

由于氣缸中的氣體是周期性點火，因此曲軸的輸出扭矩也是周期性波動的，其頻率與發(fā)動機的點火頻率相同。

對于3缸發(fā)動機而言，其點火頻率為：

此點火頻率為1.5階次，為發(fā)動機的主要激勵。在進行懸置系統(tǒng)匹配時，為了達到隔振效果，動力總成繞曲軸方向的固有頻率必須低于此頻率的[1]。

3 微型汽車懸置系統(tǒng)布置及型式

目前微型汽車多采用動力總成縱置后驅型式，對于縱置式發(fā)動機，常采用3點承載式設計，即3個懸置分別布置在動力總成質心左、右和變速器輸出軸端，如圖2所示。

縱置式3缸發(fā)動機的3個懸置均承載，但是由于動力總成的質心位置，前兩個懸置靠近質心，承受的質量較大。在整車縱向上，由于懸置類型的限制，前兩個懸置的縱向剛度較小，因此針對急加速和急減速等工況則需要由后懸置進行限位，此時后懸置主要起到輔助支撐及縱向限位的作用。

從成本考慮，微型汽車常采用橡膠懸置，主要有復合型懸置和壓縮型懸置兩種型式。復合型懸置通常做成襯套式，壓縮型懸置通常做成方形。兩種懸置如圖3和圖4所示，其中U、V、W表示懸置的彈性主軸方向，方向定義時將懸置安裝在整車上，彈性主軸坐標系盡量接近整車坐標系。

復合型懸置與壓縮型懸置的區(qū)別主要在于其3個方向的剛度比例。在進行懸置系統(tǒng)剛度匹配時，需加以考慮，防止懸置結構無法實現(xiàn)。

微型汽車動力總成前懸置常用的布置型式有平置式和斜置式。平置式布置時，左、右懸置通常采用復合型懸置，其分別用左、右懸置支架與車架連接，為吊掛式布置。斜置式布置時左、右懸置通常采用壓縮型懸置，用懸置梁與車架連接，為托梁式布置。后懸置多采用復合型懸置。

前懸置平置式布置時動力總成垂直方向振動控制的較好，但側傾振動較大，因此常采用斜置式布置，通過調整懸置角度來調整彈性中心，有利于降低側傾頻率，獲得較好的隔振效果[3，4]。

4 某3缸發(fā)動機懸置系統(tǒng)優(yōu)化

4.1 原懸置系統(tǒng)振動分析

4.1.1 模態(tài)分析

某微型汽車采用縱置式3缸發(fā)動機，原懸置系統(tǒng)3點支撐，3個懸置均采用復合型懸置，布置示意如圖5所示。

3個懸置的剛度如表1所列。

表1 原懸置剛度 N/mm

對動力總成進行模態(tài)試驗分析，得到動力總成的剛體模態(tài)如表2所列。

表2 動力總成模態(tài)分布

動力總成懸置系統(tǒng)的側傾振動模態(tài)尤為重要，由試驗結果可以看出：

a.動力總成的缸體模態(tài)頻率分布較廣，為5.08～23.96 Hz，而頻率分布越廣對整車越不利，容易與整車其它部件產(chǎn)生共振。通常情況下，頻率盡量分布在6～14 Hz。

b.側傾模態(tài)和橫擺模態(tài)同時存在于16.55 Hz和23.96 Hz處，這兩個模態(tài)產(chǎn)生了振動耦合。對于該發(fā)動機，怠速轉速850 r/min，怠速激勵頻率為21.25 Hz。側傾模態(tài)在23.96 Hz，接近怠速的共振頻率，容易產(chǎn)生共振。

4.1.2 懸置受力分析

根據(jù)各懸置剛度，理論上頻率分布不會達到23.96 Hz?，F(xiàn)對動力總成靜態(tài)時懸置的受力情況及壓縮量進行分析，各懸置受力及位移如表3和表4所列，其中負值表示沿坐標軸負向。

表3 各懸置受力 N

表4 各懸置的位移 mm

由于懸置剛度為非線性，根據(jù)試驗得到左、右懸置W向的剛度曲線如圖6和圖7所示。

由圖6和圖7可以看出，兩個懸置在W負向13 mm處達到限位，此時剛度會急劇增大。根據(jù)懸置的受力分析可以看出，動力總成靜止時，左、右懸置在W負向變形分別為12.7 mm和12.8 mm，基本達到限位，此時懸置剛度增大，非設計剛度。

由此得出，復合型懸置靜剛度過小，導致受力變形過大，使懸置在非線性剛度段工作，懸置剛度增加，從而引起動力總成的某幾階模態(tài)頻率增加。

4.1.3 主觀評價

經(jīng)主觀評價，采用該套懸置，怠速時轉向盤振動較大。

4.2 改進方案

為了改變動力總成的模態(tài)頻率和懸置在靜態(tài)時即工作在限位的狀態(tài)，對懸置系統(tǒng)進行優(yōu)化。優(yōu)化時由于整車布置限制，對懸置位置不做改動。

對懸置系統(tǒng)進行優(yōu)化時采用能量解耦法[5]，以動力總成各模態(tài)解耦程度為目標。由于懸置特性和布置位置的限制，可能無法實現(xiàn)完全解耦，應盡量保證上下平動和側傾模態(tài)的解耦。以懸置剛度為設計變量，將各模態(tài)的頻率分布作為主要約束，并綜合考慮懸置彈性主軸的傾斜角度及各方向的剛度比例。

匹配后的懸置剛度如表5所列。

表5 修改后的懸置剛度 N/mm

經(jīng)理論計算，能量分布情況如表6所列。

表6 能量分布

從能量分布情況可以看出，動力總成側傾模態(tài)主要集中在11.62 Hz頻率處，其和橫擺模態(tài)耦合較大，但是橫擺方向上無激勵，從隔振角度來說，能較好的隔離怠速1.5階的激勵。

根據(jù)匹配后的懸置剛度，左、右懸置的型式需改為壓縮型懸置，相應的布置型式由吊掛式改為托梁式。后懸置無變化。修改后的懸置系統(tǒng)布置如圖8所示。

更換懸置后，經(jīng)試驗得到動力總成振動模態(tài)如表7所列。

表7 修改后懸置動力總成模態(tài)分布

由于理論計算時未考慮懸架、車輪及車身等因素的影響，因此與試驗結果會略有差異。從理論計算與試驗對比可以看出，二者結果相近，證明此計算方法可行。

4.3 結果對比

4.3.1 模態(tài)結果對比

對兩種懸置系統(tǒng)的振動情況進行分析如下。

a.模態(tài)分布：修改后懸置系統(tǒng)的模態(tài)頻率分布更為合理。對于動力總成懸置系統(tǒng)的振型，原懸置系統(tǒng)頻率分布范圍比較廣；修改后的懸置系統(tǒng)頻率則分布在6～14.95 Hz，分布合理。原懸置系統(tǒng)耦合情況比較嚴重，尤其是23.96 Hz，側傾、橫擺、俯仰3個模態(tài)都存在耦合；修改后的懸置在解耦方面有很大改善。

b.側傾頻率：動力總成的主要振動來自于曲軸的輸出扭矩，對于3缸發(fā)動機而言，怠速時動力總成側傾點火激勵頻率為21.25 Hz，如果要達到隔振效果則側傾頻率應小于15 Hz。原懸置系統(tǒng)下，3缸發(fā)動機的側傾有16.55 Hz和23.96 Hz兩個頻率，可以看出這兩個頻率均不滿足隔振要求。修改后的懸置系統(tǒng)側傾頻率為13.92 Hz，達到了隔振要求。

4.3.2 怠速轉向盤振動對比

測量動力總成懸置系統(tǒng)改進前、后轉向盤的振動，得到振動情況如表8所列?？芍?，轉向盤的振動在各方向都有明顯改善。

表8 怠速工況轉向盤振動加速度值g

4.3.3 主觀評價

經(jīng)主觀評價，懸置系統(tǒng)優(yōu)化后，怠速轉向盤抖動現(xiàn)象消失。

1 龐劍,諶剛,何華.汽車噪聲與振動-理論與應用.北京:北京理工大學出版社,2006.

2 Manfred Mitschke,Henning Wallentowitz.汽車動力學.陳蔭三,余強譯.北京:清華大學出版社,2009.

3 呂振華,范讓林,馮振東.汽車動力總成隔振懸置布置的設計思想論析.內燃機工程,2004,25（3）:37～43.

4 呂振華,范讓林.動力總成-懸置系統(tǒng)振動解耦設計方法.機械工程學報,2005,41（4）:49～54.

5 梁天也,史文庫,唐明祥.動力總成懸置隔振設計.噪聲與振動控制,2007（6）:39～41.

（責任編輯晨 曦）

修改稿收到日期為2014年6月1日。

Matching Design of Mount System of Three-cylinder Engine for Mini Vehicle

Wang Jingrong,Li Yuanbao
（China FAW Co.,Ltd R&D Center）

The rational mode distribution range of vibration of 3-cylinder engine is analyzed in the paper.The mount layout type of mini vehicle and the characteristic of the common mount structure are analyzed.To eliminate the excessive idle vibration of 3-cylinder engine for a mini vehicle,modal analysis and stress analysis are made to its mount system.The mount system is optimized by adjusting the mount rigidity and suspension structure,and the optimized powertrain modal distribution and steering wheel vibration are tested.The results of the test show that the optimized mount system eliminates idle vibration and steering wheel jitter of the 3-cylinder engine.

Mini vehicle,Three-cylinder engine,Mount system,Idle vibration

微型汽車 3缸發(fā)動機 懸置系統(tǒng) 怠速振動

U463.3

A

1000-3703（2015）03-0009-04