馬小超，趙磊，劉金琢，崔玉祥

（1.安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司，安徽 合肥 230601；2.康明斯(中國)投資有限公司，上海 200030）

提高商用車發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的隔振性能

馬小超1，趙磊1，劉金琢1，崔玉祥2

（1.安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司，安徽 合肥 230601；2.康明斯(中國)投資有限公司，上海 200030）

隨著用戶對商用車駕駛舒適性越來越重視，商用車發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)不僅要實現(xiàn)對發(fā)動機(jī)的可靠固定，還有盡可能減少發(fā)動機(jī)運行時傳遞出來的不期望的振動。在發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的設(shè)計階段通過模態(tài)頻率的仿真計算對其隔振性能進(jìn)行分析、對比和優(yōu)化，并在驗證階段通過檢測駕駛室座椅導(dǎo)軌的振動對方案設(shè)計進(jìn)行試驗確認(rèn)，可以有效提高商用車發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的隔振性能，提高開發(fā)效率，提升商用車的駕駛舒適性。

商用車發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)；隔振性能；模態(tài)頻率；仿真計算；駕駛舒適性

CLC NO.: U467.3 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)05-23-04

引言

商用車發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的主要作用是可靠的固定發(fā)動機(jī)，從而保證發(fā)動機(jī)的動力能夠以合理的角度穩(wěn)定輸出，其結(jié)構(gòu)設(shè)計的首要考慮因素是設(shè)計出可靠的剛度。隨著技術(shù)進(jìn)步和用戶對商用車駕駛舒適性越來越重視，商用車發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的隔振性能在汽車產(chǎn)品設(shè)計過程中受到更大重視。本文以一款輕型商用車的發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的隔振性能的仿真計算和試驗確認(rèn)來介紹一種提高商用車發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的隔振性能的方法。

1、發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)模型建立

1.1 三維數(shù)字模型的建立

某輕型商用車采用前置后驅(qū)發(fā)動機(jī)縱置的動力總成布置形式，根據(jù)整車布置的需要，發(fā)動機(jī)飛輪殼中心點的在整車坐標(biāo)系中的位置為(X=807，Y=0，Z=-273，傾角3°)。根據(jù)這一位置，設(shè)計該懸置的前后支架和軟墊。

利用三維建模軟件CATIA，在整車坐標(biāo)系中完成懸置支架和軟墊的三維數(shù)字模型建立。根據(jù)產(chǎn)品平臺的通用化原則，該懸置有兩種結(jié)構(gòu)可以選擇，方案1為前后懸置均布置在發(fā)動機(jī)上的四點懸置，如圖1所示，方案2為后懸置采用下托梁結(jié)構(gòu)的三點懸置，如圖2所示。

圖1

圖2

1.2 懸置軟墊中心點的位置獲取

三維數(shù)字模型建立以后可以很方便的測量出兩種懸置結(jié)構(gòu)中前后4個懸置軟墊的幾何中心在發(fā)動機(jī)坐標(biāo)系中的位置。發(fā)動機(jī)坐標(biāo)系的定義是：動力輸出端為發(fā)動機(jī)后端，向機(jī)體前端為發(fā)動機(jī)前端。以發(fā)動機(jī)前端面與曲軸中心線的交點為坐標(biāo)原點，向后為X(Foreafter)+，向右(從飛輪端看，下同)為Y(Lateral)+，向上為Z(Vertical)+。方案1和方案2的測量結(jié)果分別見表1、表2。

表1

表2

1.3 軟墊剛度選擇

方案1的軟墊剛度沿用基礎(chǔ)車型的數(shù)值，方案2的軟墊剛度根據(jù)發(fā)動機(jī)變速箱的質(zhì)量分布以及發(fā)動機(jī)怠速時的振動頻率，以懸置系統(tǒng)隔振率大于90%、發(fā)動機(jī)與懸置系統(tǒng)不發(fā)生共振為約束條件計算得出，計算過程略。方案1和方案2的軟墊剛度分別見表3和表4。

表3

表4

2、發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)ROLL模態(tài)頻率仿真計算

利用mountsys仿真軟件，對方案1和方案2兩個發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)進(jìn)行ROLL模態(tài)頻率仿真計算。

2.1 方案1 ROLL模態(tài)頻率仿真計算

根據(jù)上文確定的懸置軟墊在發(fā)動機(jī)坐標(biāo)系中的位置及其剛度，方案1輸入條件見圖3。

圖3

方案1仿真計算結(jié)果見圖4。

圖4

圖4顯示，方案1Roll模態(tài)頻率為22.2Hz，而該發(fā)動機(jī)的怠速發(fā)火頻率為25Hz，懸置系統(tǒng)Roll模態(tài)頻率與發(fā)動機(jī)的怠速發(fā)火頻率接近或者相等時，容易造成懸置系統(tǒng)與發(fā)動機(jī)在怠速階段產(chǎn)生共振，造成駕駛室抖動，嚴(yán)重影響駕駛舒適性。

康明斯AEB21.36要求，發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)Roll模態(tài)頻率應(yīng)低于發(fā)動機(jī)怠速發(fā)火頻率的1/2。方案1的校核結(jié)果不滿足該標(biāo)準(zhǔn)。

2.2 方案2 ROLL模態(tài)頻率仿真計算

根據(jù)上文確定的懸置軟墊在發(fā)動機(jī)坐標(biāo)系中的位置及其剛度，方案2輸入條件見圖5。

圖5

方案2仿真計算結(jié)果見圖6。

圖6

圖6顯示，方案2Roll模態(tài)頻率為10.3Hz，該發(fā)動機(jī)的怠速發(fā)火頻率為25Hz，懸置系統(tǒng)Roll模態(tài)頻率遠(yuǎn)低于發(fā)動機(jī)的怠速發(fā)火頻率，不會出現(xiàn)懸置系統(tǒng)與發(fā)動機(jī)在怠速階段共振，駕駛舒適性好。

滿足康明斯AEB21.36發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)Roll模態(tài)頻率應(yīng)低于發(fā)動機(jī)怠速發(fā)火頻率的1/2的要求。

3、試驗測量

在產(chǎn)品試制階段，分別按照方案1和方案2進(jìn)行發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)試裝，然后使用西門子Testlap測量儀對方案1和方案2的Roll模態(tài)頻率以及匹配該方案時從怠速到額定轉(zhuǎn)速的加速過程中，駕駛室座椅導(dǎo)軌的最大加速度進(jìn)行測量。

3.1 方案1的駕駛室座椅導(dǎo)軌最大加速度測量

3.1.1 方案1的Roll模態(tài)頻率測量

方案1的Roll模態(tài)頻率測量結(jié)果見圖7。

圖7

測量結(jié)果顯示，方案1的Roll模態(tài)頻率為22Hz，與仿真模擬計算的22.2Hz一致，遠(yuǎn)高于康明斯AEB21.36發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)Roll模態(tài)頻率應(yīng)低于發(fā)動機(jī)怠速發(fā)火頻率的1/2(即12.5Hz)的要求

3.1.2 匹配方案1時駕駛室座椅導(dǎo)軌最大加速度測量

匹配方案1時駕駛室座椅導(dǎo)軌的最大加速度測量結(jié)果見圖8。

圖8

圖8中，橫軸標(biāo)示發(fā)動機(jī)從怠速開始到額定轉(zhuǎn)速的加速過程中發(fā)動機(jī)振動頻率，單位為Hz，數(shù)軸是時間，單位是s，圖中顏色代表駕駛室座椅導(dǎo)軌的最大加速度，單位是g，顏色越亮代表最大加速度越大，駕駛室舒適性越差。

測量結(jié)果顯示，匹配方案1時，在發(fā)動機(jī)怠速時，駕駛室座椅導(dǎo)軌的最大加速度較大，隨著發(fā)動機(jī)振動頻率的升高，在26Hz～33Hz之間時，駕駛室座椅導(dǎo)軌的最大加速度達(dá)到最大，最大值為0.053184g。此時對應(yīng)的的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為900rpm。

3.2 方案2的駕駛室座椅導(dǎo)軌最大加速度測量

3.2.1 方案2的Roll模態(tài)頻率測量

方案2的Roll模態(tài)頻率測量結(jié)果見圖9。

圖9

測量結(jié)果顯示，方案2的Roll模態(tài)頻率為13.7Hz，高于仿真模擬計算的10.3Hz，但是遠(yuǎn)低于方案1的22.2Hz，也接近康明斯AEB21.36發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)Roll模態(tài)頻率應(yīng)低于發(fā)動機(jī)怠速發(fā)火頻率的1/2(即12.5Hz)的要求。

3.2.2 匹配方案2時駕駛室座椅導(dǎo)軌最大加速度測量

匹配方案2時駕駛室座椅導(dǎo)軌的最大加速度測量結(jié)果見圖10。

圖10的坐標(biāo)系及顏色含義與圖8一致。

測量結(jié)果顯示，匹配方案2時，在發(fā)動機(jī)怠速時，駕駛室座椅導(dǎo)軌的最大加速度較方案1顯著下降，隨著發(fā)動機(jī)振動頻率的升高，在26Hz～33Hz之間時，駕駛室座椅導(dǎo)軌的最大加速度達(dá)到最大，最大值為0.000978g，遠(yuǎn)低于方案1的0.053184g，駕駛舒適性較好。

圖10

4、兩種方案的系統(tǒng)隔振率對比

根據(jù)試驗測量結(jié)果，方案1的駕駛室座椅導(dǎo)軌最大加速度為0.053184g，方案2的駕駛室座椅導(dǎo)軌最大加速度為0.000978g。

由于：

式中，TdB為振幅，gx為測量元件的最大加速度，g為重力加速度。

可以計算出，方案1中駕駛室的振幅為-45.3dB，方案2中駕駛室的振幅為-80dB，由于輸入振動源一致，可以把方案2對方案1的隔振能力提升度用隔振率來表示：

滿足隔振率大于20dB的通用要求，方案2的隔振效果明顯。

5、結(jié)論

1）商用車發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的ROLL模態(tài)頻率仿真計算與實際測量值高度正相關(guān)，可以為懸置系統(tǒng)的隔振能力設(shè)計提供可信的支持；

2）降低商用車發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的ROLL模態(tài)頻率可以有效的增強懸置系統(tǒng)的隔振率，改善駕駛舒適性；

3）合理的布置商用車發(fā)動機(jī)懸置支架，使動力總成重量分布更均勻，有利于改善懸置系統(tǒng)的隔振率。

[1] 劉顯臣.汽車NVH綜合技術(shù)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社.2014：223-229.

[2] 喻凡 林逸.汽車系統(tǒng)動力學(xué)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社.2005：165-169.

[3] 徐石安.汽車構(gòu)造—底盤工程[M].北京：清華大學(xué)出版社.2011：3-18.

[4] 《汽車工程手冊》編輯委員會.汽車工程手冊—設(shè)計篇[M].北京：清華大學(xué)出版社,2001：281-289.

Improve the performance of vibration isolation of commercial vehicle engine mounting system

Ma Xiaochao1, Zhao Lei1, Liu Jinzhuo1, Cui Yuxiang2
( 1. Anhui jianghuai automobile group co., LTD., Anhui Hefei 230601; 2. Cummins (China) investment co., LTD., Shanghai 200030 )

As the the users of commercial vehicle pay more attention on driving comfort, commercial vehicle engine mount systems not only be made to reliable fixed engine, as well as to minimize the engine running out of the undesirable vibration. Analyzing, comparing and optimizing the vibration isolation performance by the simulation calculation of the modal frequency in the design stage of the engine mount system, then testing and validating the vibration of the driver's seat guide rail during the verification stage,can improve the vibration isolation performance of commercial vehicle engine mount system, and improve development efficiency and enhance the driving comfort of commercial vehicles.

Commercial vehicle engine mount system; vibration isolation performance; modal frequency; simulation calculation; driving comfort

U467.3

A

1671-7988 (2017)05-23-04

馬小超，就職于安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.05.008