鄭利鋒 王鐵 張瑞亮

（太原理工大學(xué)，太原 030024）

1 前言

車輛舒適性主要受振動影響，引起車輛振動的主要振源有發(fā)動機工作振動激勵、路面隨機激勵及發(fā)動機以外旋轉(zhuǎn)部件的不平衡激勵。其中發(fā)動機作為激勵源對整車NVH性能和舒適性有較大影響。

本文針對某牽引車使用鋁殼代替鑄鐵殼變速器，動力總成升級后出現(xiàn)怠速工況振動較大問題，通過AD?AMS軟件對懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)進行仿真分析，并結(jié)合模態(tài)測試分析驗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)主振動能量分布的加權(quán)組合為優(yōu)化目標，給出優(yōu)化后懸置剛度參數(shù)。最后，在怠速工況下對轉(zhuǎn)向盤振動量和懸置傳遞率進行測試，分析并評價懸置系統(tǒng)優(yōu)化后對整車振動性能的改善效果。

2 動力總成懸置系統(tǒng)分析

考慮到本文研究的牽引車動力總成通過四點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，做了以下簡化假定：

a.動力總成相對平衡位置的位移較小，可認為動力總成的隨動坐標與整體坐標重合；

b.由于動力總成的剛度遠大于懸置剛度，動力總成簡化成剛體；

c.橡膠懸置在局部坐標下，考慮3個方向的平動剛度和阻尼，忽略旋轉(zhuǎn)剛度和阻尼；

d.動力總成慣性矩和慣性積不隨時間變化；

e.車架及底盤被看作剛體支撐。

2.1 建立動力總成運動方程

牽引車動力總成系統(tǒng)模型由發(fā)動機、離合器、變速器及附件組成，通過4個平置橡膠懸置連接到車架上，布置示意圖如圖1所示。坐標系Goxyz固定到動力總成的質(zhì)心上并處于系統(tǒng)靜平衡位置。x軸平行于車輛前進方向，z軸垂直向上，y軸垂直于xy平面向左。橡膠懸置按照圖1所示進行布置。其中，1-4代表懸置布置位置。

圖1 動力總成懸置系統(tǒng)6自由度模型示意圖

基于假設(shè)和Lagrange原理，得到動力總成6自由度運動方程如下：

2.2 系統(tǒng)評價要求

動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計的優(yōu)劣主要通過系統(tǒng)頻率是否匹配合理來進行評價。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)動機振動向車架的傳遞，同時減少來自路面激勵向發(fā)動機的傳遞。為了獲得較好的發(fā)動機隔振效果，動力總成懸置系統(tǒng)的各階固有頻率一般不應(yīng)高于發(fā)動機激勵頻率的倍。對本文研究的牽引車搭載六缸四沖程發(fā)動機，怠速轉(zhuǎn)速為600 r/min，發(fā)動機點火頻率為30 Hz，因此懸置系統(tǒng)的頻率不應(yīng)高于21.2 Hz。為避開路面激勵的低頻振動，懸置系統(tǒng)固有頻率應(yīng)大于路面激勵頻率的4/3倍。由于路面激勵頻率通常不超過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)計在5~21.2 Hz之間。

3 動力總成懸置系統(tǒng)模態(tài)仿真分析

應(yīng)用ADAMS軟件對動力總成懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)進行仿真計算，并結(jié)合采用序列二次規(guī)劃法SQP（Sequen?tial Quadratic Programming）算法進行優(yōu)化分析。

圖2 傳遞率隨頻率比變化曲線

3.1 建立動力總成6自由度計算模型

假定動力總成為剛體模型，輸入?yún)?shù)不隨時間變化；橡膠懸置通過Bushing單元模擬，只考慮3個平動方向的剛度和阻尼；車架為剛體模型。以下研究的牽引車動力總成通過4點平置、左右對稱橡膠懸置支撐，質(zhì)量M和慣性參數(shù)Iij見表1，動力總成質(zhì)心坐標和懸置位置坐標見表2。

表1 動力總成質(zhì)量和慣性參數(shù)

表2 動力總成質(zhì)心位置和懸置坐標

對于同一橡膠懸置軟墊，隨著頻率增加，其動剛度值相應(yīng)增加，在低頻段動剛度隨頻率變化較快，在高頻段變化較平緩；振動動態(tài)幅值越大，動剛度越??；振動動態(tài)幅值越小，動剛度值越大[1]。一般來說，動剛度大于靜剛度，動靜比在1.2-3之間，有些可能會大于3，通過試驗測得靜剛度（Ku、Kv、Kw）及動剛度系數(shù)見表3。

表3 懸置元件參數(shù)

通過計算得到動力總成系統(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，超出目標值21.2 Hz，接近發(fā)動機的激勵頻率；模態(tài)能量相互耦合，解耦率普遍較低。因此認為懸置匹配不合理和模態(tài)耦合是引起整車怠速振動較大的主要原因。

表4 動力總成固有頻率和模態(tài)能量分布

3.2 模態(tài)測試

本文采用LMS公司的錘激法（Impact Testing）進行測試得到頻響函數(shù)（FRF），然后使用Modal Analysis模塊對得到的FRF數(shù)據(jù)進行分析處理，通過Polymax方法進行識別得到懸置系統(tǒng)的固有頻率及對應(yīng)振型。為了更直觀查看動力總成6個自由度的振型，使用8個三向加速度傳感器成矩形布置在發(fā)動機缸體表面，見圖3。由于操作空間限制，考慮到發(fā)動機的激勵主要在Z向和繞X的旋轉(zhuǎn)，因此捶擊激勵施加在Z向和Y向，激勵點選擇在傳感器附近[2-3]。

由于懸置系統(tǒng)是搭載整車上進行測試而非臺架上，車架在這個區(qū)間也存在部分模態(tài)頻率，在模態(tài)數(shù)據(jù)分析過程中需要剔除車架振動的影響。消除干擾頻率后，測試得到系統(tǒng)固有頻率見表5，對應(yīng)的振型見圖4。測試過程中，測試方案的激勵在X向的響應(yīng)并不明顯，在數(shù)據(jù)分析中沒有識別到X向固有頻率和振型。從結(jié)果對比可以看出，計算結(jié)果與測試結(jié)果趨勢一致；Rx方向模態(tài)和測試結(jié)果比較接近，因此，使用該模型對懸置系統(tǒng)進行優(yōu)化可行。

圖3 傳感器布置

表5 計算結(jié)果和測試結(jié)果對比 Hz

3.3 系統(tǒng)優(yōu)化分析

動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化一般通過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)固有頻率遠離發(fā)動機激勵，同時降低各模態(tài)之間耦合程度，最終使發(fā)動機振動傳到車架上的振動達到最小。

a.優(yōu)化變量設(shè)定

考慮到動力總成的安裝位置、布置空間的限制、成本及開發(fā)時間的限制，懸置系統(tǒng)近似成對稱布置，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)化目標設(shè)定

基于能量理論，懸置系統(tǒng)作j階模態(tài)振動時，第k個廣義坐標的能量表示為：

以動力總成懸置系統(tǒng)主振動能量分布的某種組合作為優(yōu)化設(shè)計的目標函數(shù)，如下：

c.約束條件設(shè)定

根據(jù)上述系統(tǒng)評價要求，系統(tǒng)在6個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)振動能量解耦程度最大為優(yōu)化目標，對其進行優(yōu)化[4-5]，優(yōu)化后懸置剛度參數(shù)見表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)能量分布見表7。

從表7可以看出，繞X軸（Rx）的能量達到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方向的主振動能量達到66%，考慮到固有頻率遠離發(fā)動機激勵頻率，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）。總體來說，優(yōu)化后的計算結(jié)果基本滿足設(shè)計要求。

表7 優(yōu)化后的固有頻率和模態(tài)能量分布

4 整車性能測試評估

4.1 轉(zhuǎn)向盤的測試結(jié)果對比

為了更好的評估動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化前、后對整車性能的影響，在整車怠速下對轉(zhuǎn)向盤進行主觀評估和振動測試，測試布點在轉(zhuǎn)向盤回正后12點位置。

測試得到的動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化前、后轉(zhuǎn)向盤在怠速下振動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，說明動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化可有效改善整車振動。

圖5 怠速工況下轉(zhuǎn)向盤優(yōu)化前、后結(jié)果對比

4.2 優(yōu)化前、后懸置傳遞率對比

為了評估懸置系統(tǒng)隔振性能，對優(yōu)化前、后懸置點的振動傳遞率進行測試，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)動機激勵向整車的傳遞。

5 結(jié)束語

針對某牽引車使用鋁殼代替鑄鐵殼變速器，動力總成升級后出現(xiàn)怠速工況振動較大問題，利用ADAMS軟件對懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)進行了仿真分析，得到以下結(jié)論：

a.分析了引起整車怠速振動的原因，提出了優(yōu)化方向；

b.通過模態(tài)試驗驗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，通過對優(yōu)化前、后轉(zhuǎn)向盤振動量和懸置傳遞率進行測試和主觀評估表明，優(yōu)化后整車振動得到明顯改善。

表8 不同懸置位置的振動傳遞率

[1]劉祖斌,劉英杰.發(fā)動機懸置設(shè)計中的動、靜剛度參數(shù)研究.汽車技術(shù),2008（6）：21-23.

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[3]張武,陳劍,陳鳴.汽車動力總成懸置系統(tǒng)多工況運行模態(tài)試驗研究.中國機械工程,2013（22）：3118-3123.

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