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(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。

2 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)分析

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。

2.1 建立動(dòng)力總成運(yùn)動(dòng)方程

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：

2.2 系統(tǒng)評(píng)價(jià)要求

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。

3 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)模態(tài)仿真分析

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

3.1 建立動(dòng)力總成6自由度計(jì)算模型

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

3.2 模態(tài)測(cè)試

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

3.3 系統(tǒng)優(yōu)化分析

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

4 整車性能測(cè)試評(píng)估

4.1 轉(zhuǎn)向盤的測(cè)試結(jié)果對(duì)比

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

4.2 優(yōu)化前、后懸置傳遞率對(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。

5 結(jié)束語(yǔ)

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.

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