賀景環(huán) 喻濤

摘 要：作為一個(gè)運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)，汽車的共振現(xiàn)象是不可避免的，從機(jī)理上分析共振問(wèn)題的原因是非常困難的。隨著CAE技術(shù)的發(fā)展，非線性多自由度振動(dòng)分析已成為一種常用的方法。本文以一個(gè)具體的設(shè)計(jì)案例為例，介紹了Adams在共振分析和其它典型車輛系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析中的應(yīng)用。特殊車輛停放時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)空轉(zhuǎn)時(shí)，前軸左右輪胎振動(dòng)明顯。發(fā)動(dòng)機(jī)以850轉(zhuǎn)/分怠速運(yùn)轉(zhuǎn)。當(dāng)?shù)∷僬{(diào)整到900±50轉(zhuǎn)/分時(shí)，前軸左右輪胎抖動(dòng)消失，但保險(xiǎn)杠兩端和護(hù)欄上兩端仍有明顯振動(dòng)。

關(guān)鍵詞：傳遞特性;汽車動(dòng)力;總成懸置;性能優(yōu)化

1 固有頻率計(jì)算

1.1 發(fā)動(dòng)機(jī)固有頻率

根據(jù)底盤關(guān)鍵結(jié)構(gòu)模態(tài)試驗(yàn)，測(cè)得動(dòng)力總成系統(tǒng)的固有頻率在23.6～33.6Hz之間。

發(fā)動(dòng)機(jī)的激振頻率實(shí)際上就是發(fā)動(dòng)機(jī)的點(diǎn)火頻率，其計(jì)算公式為：

其中：n-發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)/分鐘;i-發(fā)動(dòng)機(jī)缸數(shù);τ-沖程系數(shù)，兩沖程為1，四沖程為2。

該車輛采用直列4缸、四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，因此當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為870rpm時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)的激振頻率為29Hz。

1.2 懸置系統(tǒng)固有頻率

把動(dòng)力總成看作是空間彈性支撐的剛體。橡膠懸置簡(jiǎn)化為沿著空間三個(gè)正交軸線具有彈性的彈簧，這三個(gè)軸線稱為主彈性軸，即橡膠懸置軟墊的U、V、W軸線。

為方便采用計(jì)算機(jī)計(jì)算，這里對(duì)于無(wú)阻尼自由振動(dòng)系統(tǒng)，利用其微分方程的矩陣表達(dá)形式：

上式中：M為動(dòng)力總成的慣性矩陣，K為懸置的剛度矩陣。其中，。因此，只要知道振動(dòng)系統(tǒng)的慣性矩陣和剛度矩陣就能夠表達(dá)振動(dòng)的微分方程。

多自由度振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率實(shí)際上在數(shù)學(xué)上是求解特征值問(wèn)題，設(shè)微分方程的解為：

1.3 共振問(wèn)題分析

怠速下的發(fā)動(dòng)機(jī)激振頻率為29Hz，根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)懸置設(shè)計(jì)要求，為保證減震效果，減震塊的固有頻率fn與發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速振動(dòng)頻率f的關(guān)系須為：

為確保發(fā)動(dòng)機(jī)正常工作，懸置系統(tǒng)固有頻率必須滿足：。系統(tǒng)固有頻率21.3Hz>20.5Hz，因此不符合避震要求。

2 仿真分析

2.1 建模

利用ADAMS/view建立了簡(jiǎn)化的車輛（垂向）模型和動(dòng)力系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，形成了結(jié)構(gòu)完整的多體振動(dòng)分析仿真環(huán)境。

在動(dòng)力總成安裝系統(tǒng)中，懸置的一端與動(dòng)力總成固定，另一端與車架固定。動(dòng)力總成的振動(dòng)通過(guò)懸置傳遞到車架上，引起與車架連接的相關(guān)部件的振動(dòng)。動(dòng)力總成的主要參數(shù)包括動(dòng)力總成的質(zhì)量、動(dòng)力總成質(zhì)心的位置、動(dòng)力總成的慣性以及各種工況下的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和輸出扭矩。利用ADAMS建立了可視化環(huán)境下的裝配動(dòng)力學(xué)模型。根據(jù)所提供的動(dòng)力總成模型和數(shù)據(jù)，建立的動(dòng)力總成模型包括發(fā)動(dòng)機(jī)、離合器、減速器等作為剛體的結(jié)構(gòu)件（部件）。在車輛正常運(yùn)行過(guò)程中，三個(gè)部件沒(méi)有相對(duì)運(yùn)動(dòng)，因此三個(gè)部件通過(guò)兩個(gè)固定接頭相互連接。動(dòng)力總成采用四點(diǎn)式懸置，前兩點(diǎn)式懸置（Eng R，Eng L）連接車身和發(fā)動(dòng)機(jī)，后兩點(diǎn)式懸置（diff R，diff L）連接車身和變速箱。在該模型中，采用襯套來(lái)模擬懸置。由于襯套有三個(gè)相互垂直的剛度和阻尼，以及圍繞這三個(gè)方向的扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼，只要襯套的扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼值設(shè)置為零，就可以認(rèn)為是三個(gè)相互垂直的彈簧，所以它具有懸置的機(jī)械特性。四個(gè)懸置垂直安裝，只有垂直懸置是自由的。

2.2 參數(shù)優(yōu)化

（1）變速器懸置對(duì)車身振動(dòng)的影響。減振塊選用發(fā)動(dòng)機(jī)懸置，邵氏硬度值70，變速器懸置剛度3333N/mm，可變范圍在±40范圍內(nèi)計(jì)算（計(jì)算步數(shù)設(shè)為10步）。

分析結(jié)果表明，懸置剛度對(duì)車身振動(dòng)的影響是非線性的，當(dāng)懸置剛度為2815.1N/mm時(shí)，振動(dòng)響應(yīng)最小。

（2）發(fā)動(dòng)機(jī)懸置對(duì)機(jī)體振動(dòng)的影響。發(fā)動(dòng)機(jī)懸置為2020N/mm，可變范圍在±40以內(nèi)（計(jì)算步驟設(shè)為10）。安裝剛度對(duì)車身振動(dòng)的影響是非線性的，剛度為1616-1705.8N/mm時(shí)，振動(dòng)響應(yīng)最小。

求解前、后懸置均為變量，發(fā)動(dòng)機(jī)懸置為2020N/mm，計(jì)算變量范圍為±40，變速器懸置剛度為3333N/mm，計(jì)算變量范圍為±40，計(jì)算步數(shù)為88步的優(yōu)化結(jié)果。由于計(jì)算結(jié)果較多，故不再圖示。分析結(jié)果表明，當(dāng)變速器懸置和發(fā)動(dòng)機(jī)懸置剛度分別為3111.4N/mm和1616.3N/mm時(shí)，振動(dòng)響應(yīng)最小。

3 試驗(yàn)驗(yàn)證

根據(jù)車體布局布設(shè)加速度傳感器，共設(shè)置了11個(gè)可形成閉環(huán)的傳遞路徑測(cè)試點(diǎn)，重點(diǎn)關(guān)注車輛前進(jìn)方向和垂向。以測(cè)點(diǎn)1、2為例，測(cè)試通道CH1與CH4、CH2與CH5、CH3與CH6構(gòu)成三組傳遞路徑。下面以測(cè)試通道CH1與CH4為例介紹數(shù)據(jù)分析過(guò)程。

發(fā)動(dòng)機(jī)懸置X方向至縱梁X方向兩個(gè)測(cè)點(diǎn)數(shù)據(jù)，在頻率25.5Hz和51.5Hz相干性較好。發(fā)動(dòng)機(jī)懸置X方向至縱梁X方向在上述頻率處頻響均小于1，振動(dòng)傳遞表現(xiàn)為衰減，衰減率為51.6%，衰減效果非常明顯。

通過(guò)其他數(shù)據(jù)分析，表明優(yōu)化后的懸置均起到了較好的衰減特性，整車無(wú)明顯共振現(xiàn)象發(fā)生。

4 結(jié)論

針對(duì)車輛使用過(guò)程中常見的振動(dòng)異常的問(wèn)題，利用ADAMS/view建立簡(jiǎn)化車輛（垂向）模型和動(dòng)力總成系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，形成一個(gè)結(jié)構(gòu)完整的車輛多體振動(dòng)分析模擬環(huán)境。仿真分析時(shí)，考慮了發(fā)動(dòng)機(jī)傾倒力矩和D級(jí)路面的復(fù)合激勵(lì)條件。

通過(guò)模擬不同發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)工況及不同車速工況下的路面激勵(lì)，比較不同工況下的車身和發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)加速度，加速度PSD，并針對(duì)新懸置剛度方案進(jìn)行仿真比較，對(duì)整體設(shè)計(jì)工作具有指導(dǎo)作用，減少了由振動(dòng)問(wèn)題造成的動(dòng)力性及平順性問(wèn)題。

參考文獻(xiàn)：

[1]胡韶文.汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)仿真分析與優(yōu)化設(shè)計(jì)[D].青島理工大學(xué)，2016.

[2]曾少波.動(dòng)力總成懸置動(dòng)態(tài)特性模型與優(yōu)化研究[D].江蘇大學(xué)，2016.