鄭利鋒 王鐵 張瑞亮
(太原理工大學(xué),太原 030024)
車輛舒適性主要受振動(dòng)影響,引起車輛振動(dòng)的主要振源有發(fā)動(dòng)機(jī)工作振動(dòng)激勵(lì)、路面隨機(jī)激勵(lì)及發(fā)動(dòng)機(jī)以外旋轉(zhuǎn)部件的不平衡激勵(lì)。其中發(fā)動(dòng)機(jī)作為激勵(lì)源對(duì)整車NVH性能和舒適性有較大影響。
本文針對(duì)某牽引車使用鋁殼代替鑄鐵殼變速器,動(dòng)力總成升級(jí)后出現(xiàn)怠速工況振動(dòng)較大問(wèn)題,通過(guò)AD?AMS軟件對(duì)懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)進(jìn)行仿真分析,并結(jié)合模態(tài)測(cè)試分析驗(yàn)證仿真模型的有效性。以懸置剛度為優(yōu)化參數(shù),懸置系統(tǒng)主振動(dòng)能量分布的加權(quán)組合為優(yōu)化目標(biāo),給出優(yōu)化后懸置剛度參數(shù)。最后,在怠速工況下對(duì)轉(zhuǎn)向盤振動(dòng)量和懸置傳遞率進(jìn)行測(cè)試,分析并評(píng)價(jià)懸置系統(tǒng)優(yōu)化后對(duì)整車振動(dòng)性能的改善效果。
考慮到本文研究的牽引車動(dòng)力總成通過(guò)四點(diǎn)平直橡膠懸置安裝到車架上,為了建立相應(yīng)的理論分析模型,做了以下簡(jiǎn)化假定:
a.動(dòng)力總成相對(duì)平衡位置的位移較小,可認(rèn)為動(dòng)力總成的隨動(dòng)坐標(biāo)與整體坐標(biāo)重合;
b.由于動(dòng)力總成的剛度遠(yuǎn)大于懸置剛度,動(dòng)力總成簡(jiǎn)化成剛體;
c.橡膠懸置在局部坐標(biāo)下,考慮3個(gè)方向的平動(dòng)剛度和阻尼,忽略旋轉(zhuǎn)剛度和阻尼;
d.動(dòng)力總成慣性矩和慣性積不隨時(shí)間變化;
e.車架及底盤被看作剛體支撐。
牽引車動(dòng)力總成系統(tǒng)模型由發(fā)動(dòng)機(jī)、離合器、變速器及附件組成,通過(guò)4個(gè)平置橡膠懸置連接到車架上,布置示意圖如圖1所示。坐標(biāo)系Goxyz固定到動(dòng)力總成的質(zhì)心上并處于系統(tǒng)靜平衡位置。x軸平行于車輛前進(jìn)方向,z軸垂直向上,y軸垂直于xy平面向左。橡膠懸置按照?qǐng)D1所示進(jìn)行布置。其中,1-4代表懸置布置位置。
圖1 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)6自由度模型示意圖
基于假設(shè)和Lagrange原理,得到動(dòng)力總成6自由度運(yùn)動(dòng)方程如下:
動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)的優(yōu)劣主要通過(guò)系統(tǒng)頻率是否匹配合理來(lái)進(jìn)行評(píng)價(jià)。圖2為不同阻尼下放大系數(shù)隨頻率變化的曲線。懸置頻率匹配的目的是降低發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)向車架的傳遞,同時(shí)減少來(lái)自路面激勵(lì)向發(fā)動(dòng)機(jī)的傳遞。為了獲得較好的發(fā)動(dòng)機(jī)隔振效果,動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的各階固有頻率一般不應(yīng)高于發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)頻率的倍。對(duì)本文研究的牽引車搭載六缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī),怠速轉(zhuǎn)速為600 r/min,發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火頻率為30 Hz,因此懸置系統(tǒng)的頻率不應(yīng)高于21.2 Hz。為避開(kāi)路面激勵(lì)的低頻振動(dòng),懸置系統(tǒng)固有頻率應(yīng)大于路面激勵(lì)頻率的4/3倍。由于路面激勵(lì)頻率通常不超過(guò)3 Hz,因此要使懸置系統(tǒng)的固有頻率大于3 Hz/0.75(即4 Hz)??紤]到懸架和車身的固有頻率也在低頻范圍,接近5 Hz,因此,懸置系統(tǒng)的各階固有頻率一般設(shè)計(jì)在5~21.2 Hz之間。
應(yīng)用ADAMS軟件對(duì)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)進(jìn)行仿真計(jì)算,并結(jié)合采用序列二次規(guī)劃法SQP(Sequen?tial Quadratic Programming)算法進(jìn)行優(yōu)化分析。
圖2 傳遞率隨頻率比變化曲線
假定動(dòng)力總成為剛體模型,輸入?yún)?shù)不隨時(shí)間變化;橡膠懸置通過(guò)Bushing單元模擬,只考慮3個(gè)平動(dòng)方向的剛度和阻尼;車架為剛體模型。以下研究的牽引車動(dòng)力總成通過(guò)4點(diǎn)平置、左右對(duì)稱橡膠懸置支撐,質(zhì)量M和慣性參數(shù)Iij見(jiàn)表1,動(dòng)力總成質(zhì)心坐標(biāo)和懸置位置坐標(biāo)見(jiàn)表2。
表1 動(dòng)力總成質(zhì)量和慣性參數(shù)
表2 動(dòng)力總成質(zhì)心位置和懸置坐標(biāo)
對(duì)于同一橡膠懸置軟墊,隨著頻率增加,其動(dòng)剛度值相應(yīng)增加,在低頻段動(dòng)剛度隨頻率變化較快,在高頻段變化較平緩;振動(dòng)動(dòng)態(tài)幅值越大,動(dòng)剛度越??;振動(dòng)動(dòng)態(tài)幅值越小,動(dòng)剛度值越大[1]。一般來(lái)說(shuō),動(dòng)剛度大于靜剛度,動(dòng)靜比在1.2-3之間,有些可能會(huì)大于3,通過(guò)試驗(yàn)測(cè)得靜剛度(Ku、Kv、Kw)及動(dòng)剛度系數(shù)見(jiàn)表3。
表3 懸置元件參數(shù)
通過(guò)計(jì)算得到動(dòng)力總成系統(tǒng)沿各方向的固有頻率和模態(tài)能量分布百分比如表4所示。從表4可以看出,系統(tǒng)固有頻率繞X軸的旋轉(zhuǎn)頻率最大,最大值28.5 Hz,超出目標(biāo)值21.2 Hz,接近發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)頻率;模態(tài)能量相互耦合,解耦率普遍較低。因此認(rèn)為懸置匹配不合理和模態(tài)耦合是引起整車怠速振動(dòng)較大的主要原因。
表4 動(dòng)力總成固有頻率和模態(tài)能量分布
本文采用LMS公司的錘激法(Impact Testing)進(jìn)行測(cè)試得到頻響函數(shù)(FRF),然后使用Modal Analysis模塊對(duì)得到的FRF數(shù)據(jù)進(jìn)行分析處理,通過(guò)Polymax方法進(jìn)行識(shí)別得到懸置系統(tǒng)的固有頻率及對(duì)應(yīng)振型。為了更直觀查看動(dòng)力總成6個(gè)自由度的振型,使用8個(gè)三向加速度傳感器成矩形布置在發(fā)動(dòng)機(jī)缸體表面,見(jiàn)圖3。由于操作空間限制,考慮到發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)主要在Z向和繞X的旋轉(zhuǎn),因此捶擊激勵(lì)施加在Z向和Y向,激勵(lì)點(diǎn)選擇在傳感器附近[2-3]。
由于懸置系統(tǒng)是搭載整車上進(jìn)行測(cè)試而非臺(tái)架上,車架在這個(gè)區(qū)間也存在部分模態(tài)頻率,在模態(tài)數(shù)據(jù)分析過(guò)程中需要剔除車架振動(dòng)的影響。消除干擾頻率后,測(cè)試得到系統(tǒng)固有頻率見(jiàn)表5,對(duì)應(yīng)的振型見(jiàn)圖4。測(cè)試過(guò)程中,測(cè)試方案的激勵(lì)在X向的響應(yīng)并不明顯,在數(shù)據(jù)分析中沒(méi)有識(shí)別到X向固有頻率和振型。從結(jié)果對(duì)比可以看出,計(jì)算結(jié)果與測(cè)試結(jié)果趨勢(shì)一致;Rx方向模態(tài)和測(cè)試結(jié)果比較接近,因此,使用該模型對(duì)懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化可行。
圖3 傳感器布置
表5 計(jì)算結(jié)果和測(cè)試結(jié)果對(duì)比 Hz
動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化一般通過(guò)選擇合適的懸置剛度、合理的懸置布置位置及合適的布置角度,使系統(tǒng)固有頻率遠(yuǎn)離發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì),同時(shí)降低各模態(tài)之間耦合程度,最終使發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)傳到車架上的振動(dòng)達(dá)到最小。
a.優(yōu)化變量設(shè)定
考慮到動(dòng)力總成的安裝位置、布置空間的限制、成本及開(kāi)發(fā)時(shí)間的限制,懸置系統(tǒng)近似成對(duì)稱布置,因此選取前、后懸置參數(shù)為優(yōu)化參數(shù)。
圖4 固有頻率及振型
b.優(yōu)化目標(biāo)設(shè)定
基于能量理論,懸置系統(tǒng)作j階模態(tài)振動(dòng)時(shí),第k個(gè)廣義坐標(biāo)的能量表示為:
以動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)主振動(dòng)能量分布的某種組合作為優(yōu)化設(shè)計(jì)的目標(biāo)函數(shù),如下:
c.約束條件設(shè)定
根據(jù)上述系統(tǒng)評(píng)價(jià)要求,系統(tǒng)在6個(gè)方向的固有頻率必須在5-21.2Hz之間。
d.優(yōu)化分析
利用ADAMS的優(yōu)化工具,采用序列二次規(guī)劃法SQP算法,以懸置系統(tǒng)振動(dòng)能量解耦程度最大為優(yōu)化目標(biāo),對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化[4-5],優(yōu)化后懸置剛度參數(shù)見(jiàn)表6。
表6 優(yōu)化后的懸置剛度參數(shù)
使用優(yōu)化后的懸置剛度參數(shù)進(jìn)行模態(tài)分析,得到系統(tǒng)的固有頻率和模態(tài)能量分布見(jiàn)表7。
從表7可以看出,繞X軸(Rx)的能量達(dá)到96.3%解耦率很高;模態(tài)能量分布在Z向和俯仰方向(Ry)存在耦合,但在Z方向的主振動(dòng)能量達(dá)到66%,考慮到固有頻率遠(yuǎn)離發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)頻率,可以接受;其它方向模態(tài)解耦程度較高。系統(tǒng)各階模態(tài)的固有頻率均滿足頻率匹配要求(5-21.2 Hz)??傮w來(lái)說(shuō),優(yōu)化后的計(jì)算結(jié)果基本滿足設(shè)計(jì)要求。
表7 優(yōu)化后的固有頻率和模態(tài)能量分布
為了更好的評(píng)估動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化前、后對(duì)整車性能的影響,在整車怠速下對(duì)轉(zhuǎn)向盤進(jìn)行主觀評(píng)估和振動(dòng)測(cè)試,測(cè)試布點(diǎn)在轉(zhuǎn)向盤回正后12點(diǎn)位置。
測(cè)試得到的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化前、后轉(zhuǎn)向盤在怠速下振動(dòng)加速度均方根值如圖5所示。從圖5可以看出,優(yōu)化后加速度明顯降低,說(shuō)明動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化可有效改善整車振動(dòng)。
圖5 怠速工況下轉(zhuǎn)向盤優(yōu)化前、后結(jié)果對(duì)比
為了評(píng)估懸置系統(tǒng)隔振性能,對(duì)優(yōu)化前、后懸置點(diǎn)的振動(dòng)傳遞率進(jìn)行測(cè)試,如表8所示。從表8中可以看出,懸置參數(shù)優(yōu)化后,傳遞率明顯降低,有效改善了發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)向整車的傳遞。
針對(duì)某牽引車使用鋁殼代替鑄鐵殼變速器,動(dòng)力總成升級(jí)后出現(xiàn)怠速工況振動(dòng)較大問(wèn)題,利用ADAMS軟件對(duì)懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)進(jìn)行了仿真分析,得到以下結(jié)論:
a.分析了引起整車怠速振動(dòng)的原因,提出了優(yōu)化方向;
b.通過(guò)模態(tài)試驗(yàn)驗(yàn)證了仿真模型的有效性,并給出了優(yōu)化后的懸置參數(shù);
c.在怠速工況下,通過(guò)對(duì)優(yōu)化前、后轉(zhuǎn)向盤振動(dòng)量和懸置傳遞率進(jìn)行測(cè)試和主觀評(píng)估表明,優(yōu)化后整車振動(dòng)得到明顯改善。
表8 不同懸置位置的振動(dòng)傳遞率
[1]劉祖斌,劉英杰.發(fā)動(dòng)機(jī)懸置設(shè)計(jì)中的動(dòng)、靜剛度參數(shù)研究.汽車技術(shù),2008(6):21-23.
[2]劉習(xí)軍,賈啟芬.工程振動(dòng)理論與測(cè)試技術(shù).北京:高等教育出版社,2006.
[3]張武,陳劍,陳鳴.汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)多工況運(yùn)行模態(tài)試驗(yàn)研究.中國(guó)機(jī)械工程,2013(22):3118-3123.
[4]陳大明,上官文斌.動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)優(yōu)化設(shè)計(jì)方法的研究.汽車技術(shù),2011(2):34-38.
[5]Boggs P.T.and Tolle J.W.Sequential Quadratic Programming.Acta Numerica 1996:1-52.