凌子紅，鄒杰，許增滿

發(fā)動(dòng)機(jī)懸置的動(dòng)剛度與阻尼特性研究

凌子紅，鄒杰，許增滿

（中汽研（天津）汽車工程研究院有限公司，天津 300300）

文章針對(duì)某公司生產(chǎn)的混合動(dòng)力客車在怠速工況下地板振動(dòng)過大的問題，主要進(jìn)行了以下研究：首先，對(duì)試驗(yàn)車輛所配置橡膠懸置進(jìn)行動(dòng)態(tài)剛度和遲滯角測(cè)試：使用MTS 電液伺服激勵(lì)模擬系統(tǒng)，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)前、后懸置進(jìn)行了30-100Hz 頻段內(nèi)的加載試驗(yàn)。采集位移、力隨時(shí)間的變化數(shù)據(jù)，采用幾何作圖方法，繪制了遲滯回線，進(jìn)而計(jì)算得到發(fā)動(dòng)機(jī)前、后懸置的動(dòng)剛度與滯后角，再繪制前、后懸置動(dòng)剛度與滯后角隨頻率變化的曲線。然后，基于單自由度系統(tǒng)隔振原理，對(duì)該發(fā)動(dòng)機(jī)前、后懸置動(dòng)剛度與滯后角的曲線進(jìn)行隔振性能分析。最后，針對(duì)試驗(yàn)車輛前懸置振動(dòng)傳遞率較大的問題，通過對(duì)模型中各參數(shù)對(duì)懸置傳遞率的影響進(jìn)行分析，初步提出了一種懸置優(yōu)化方法，解決了該車輛地板振動(dòng)過大的問題。

發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)；滯后角；動(dòng)剛度；遲滯回線；單自由度隔振

前言

車輛NVH 性能也因此越來(lái)越受到重視，而發(fā)動(dòng)機(jī)是汽車的動(dòng)力源，也是造成整車振動(dòng)的最主要的原因之一。如果發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)得不到良好的控制，便會(huì)使得車身和其他零部件產(chǎn)生強(qiáng)烈的振動(dòng)和噪聲，使乘員感到不適，甚至損壞發(fā)動(dòng)機(jī)及其他零件。因此，利用發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)控制汽車振動(dòng)己成為汽車行業(yè)的一個(gè)重要課題。

本文以某大客車的發(fā)動(dòng)機(jī)的前、后橡膠懸置系統(tǒng)為研究對(duì)象，通過試驗(yàn)手段對(duì)其動(dòng)剛度及滯后角特性進(jìn)行了探究，對(duì)其隔振性能進(jìn)行了分析并提出了改進(jìn)方案。

1 實(shí)驗(yàn)方案

懸置的動(dòng)剛度和阻尼特性主要受四種因素的影響：預(yù)載荷、動(dòng)態(tài)載荷幅值、激勵(lì)頻率以及溫度[1]。

1.1 預(yù)載荷的確定

發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力總成安裝在懸置上，不工作時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力總成對(duì)懸置作用一個(gè)力，稱為預(yù)載荷。本論文利用MTS 激振器對(duì)懸置施加力，模擬該預(yù)載荷。首先簡(jiǎn)化了發(fā)動(dòng)機(jī)及其懸置系統(tǒng)，如圖1所示。

圖1 發(fā)動(dòng)機(jī)及其懸置系統(tǒng)的簡(jiǎn)化力學(xué)模型

1.2 位移幅值

本實(shí)驗(yàn)通過直接測(cè)量怠速情況下懸置上下兩端加速度信號(hào)再經(jīng)過兩次積分得到懸置的動(dòng)態(tài)位移幅值。

測(cè)量得到的振動(dòng)信號(hào)中不可避免地含有直流分量和高頻噪聲。時(shí)域兩次積分方法會(huì)產(chǎn)生影響結(jié)果的趨勢(shì)項(xiàng)，誤差會(huì)放大甚至發(fā)生畸變。頻域兩次積分法存在低頻敏感的缺點(diǎn)和失真的可能性。因此，參考文獻(xiàn)[2]，利用頻域-時(shí)域混合積分的方法，計(jì)算得到各轉(zhuǎn)速下的懸置的動(dòng)位移幅值。

以650rpm為例計(jì)算得到發(fā)動(dòng)機(jī)左后和右后懸置的動(dòng)位移曲線：后懸置振動(dòng)位移在0.5mm位置處，所以確定在30-70Hz范圍內(nèi)MTS 激勵(lì)系統(tǒng)對(duì)前懸置加載加載位移幅值為0.5mm，而在高頻時(shí)由于發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際的振動(dòng)幅值變小，所以在 72.5-100Hz 內(nèi)的加載位移幅值取0.3mm。

同理，對(duì)于計(jì)算得到前懸置在低頻時(shí)的振動(dòng)位移幅值為 1.6mm，所以確定在30-70Hz 范圍內(nèi)MTS激勵(lì)系統(tǒng)對(duì)前懸置加載位移幅值為 1.6mm，而在高頻時(shí)由于發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際的振動(dòng)幅值變小，所以在72.5-100Hz 內(nèi)的加載位移幅值取1mm。

1.3 激勵(lì)頻率

對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)懸置所受到的激勵(lì)來(lái)說，主要考慮的是發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸內(nèi)點(diǎn)火燃燒、曲軸輸出的脈沖扭矩的激勵(lì)頻率。

f= 2ni/60τ （1）

該發(fā)動(dòng)機(jī)是六缸四沖程，其中：f為發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)頻率（Hz），n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min ），i為發(fā)動(dòng)機(jī)缸數(shù)；τ為沖程數(shù)，取4。

發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速為600r/min，于是頻率的起點(diǎn)值為30Hz。之后，按照每50r/min為間隔，來(lái)計(jì)算得到一系列頻率值，對(duì)這些頻率點(diǎn)進(jìn)行測(cè)量。

1.4 發(fā)動(dòng)機(jī)懸置動(dòng)剛度和阻尼測(cè)試方案

1.4.1 前懸置的實(shí)驗(yàn)方案

（1）將前懸置裝到鋼質(zhì)基座上，進(jìn)行預(yù)緊。

（2）MTS 預(yù)熱 5min后緩慢加載到預(yù)載荷1772N，以振幅 1.6mm，頻率 30Hz正弦信號(hào)激振 60s，卸載，重復(fù)步驟。

（3）將試件緩慢加載到預(yù)載荷1772N。在30-72.5HZ 頻率范圍內(nèi)，以振幅1.6mm，按2.5Hz等間距的正弦信號(hào)分別對(duì)懸置激振10s，且每個(gè)頻率下試驗(yàn)進(jìn)行兩次，采集作用在懸置上的力和位移關(guān)于時(shí)間的數(shù)據(jù)。

（4）在72.5-100HZ 頻率段內(nèi)，以振幅 1mm，按照2.5Hz 等間距的正弦信號(hào)分別對(duì)懸置激振10s，且每個(gè)頻率下試驗(yàn)進(jìn)行兩次，采集作用在懸置上的力和位移關(guān)于時(shí)間的數(shù)據(jù)。

以此類推，得到后懸置實(shí)驗(yàn)方案。

2 單自由度主動(dòng)隔振系統(tǒng)分析

將發(fā)動(dòng)機(jī)懸置簡(jiǎn)化為彈簧-阻尼系統(tǒng)，如圖2所示，來(lái)討論單自由度系統(tǒng)隔振原理[1][3]。

圖2 單自由度系統(tǒng)隔振力學(xué)模型

力的傳遞率為激勵(lì)力與傳遞力的比值TA：

圖3 單自由度隔振系統(tǒng)力的傳遞率與頻率比的變化關(guān)系

（1）當(dāng)激勵(lì)頻率很低時(shí)，T=1，懸置基本靜止不動(dòng)，隔振元件基本不起隔振作用。

（2）不論阻尼比為何值，T只當(dāng)頻率比＞時(shí)，即T＞1時(shí)，才有隔振效果，此區(qū)間稱為隔振區(qū)。在這個(gè)區(qū)間內(nèi)，傳遞率隨頻率比λ的加大而減小。但需要注意的是頻率比λ增大，就意味懸置設(shè)計(jì)得很軟，剛度小，靜位移較大，意味著系統(tǒng)穩(wěn)定性也會(huì)降低。

（3）當(dāng)＞5時(shí)，T變化不明顯。實(shí)際設(shè)計(jì)，頻率比λ常取在2.5-4.5之間。

（5）當(dāng)＞＞1的時(shí)，阻尼比過大反而會(huì)使T值增大。單從隔振考慮似乎應(yīng)盡量減小阻尼。但為了使機(jī)器起動(dòng)和停車通過共振區(qū)時(shí)不至于產(chǎn)生過大的振幅，以及避免由于外界擾動(dòng)和沖擊時(shí)機(jī)器設(shè)備生產(chǎn)大幅值的自由振動(dòng)，仍需要有一定的阻尼以抑制振幅。

（6）當(dāng)激勵(lì)頻率處于系統(tǒng)共振區(qū)=0.8-1.2時(shí)，傳遞率的大小主要取決于阻尼比。在實(shí)際的應(yīng)用中，阻尼比一般在0. 05-0.2范圍內(nèi)選取。這樣有兩個(gè)好處：

1）使機(jī)器在起動(dòng)和停車過程經(jīng)過共振區(qū)時(shí)的振幅峰值不至于過大；

3 數(shù)據(jù)處理與分析

圖4 后懸置30Hz第一次試驗(yàn)的遲滯回線

首先，以后懸置30Hz第一次試驗(yàn)的遲滯回線（如圖4）為例，計(jì)算該工況下后懸置的動(dòng)剛度和遲滯角。

根據(jù)文獻(xiàn)[4][5]中的公式：

計(jì)算得到各頻率下的動(dòng)剛度、滯后角。

3.1 后懸置的數(shù)據(jù)處理與分析

圖5給出了后懸置動(dòng)剛度和遲滯角隨頻率變化的曲線合成圖。

圖5 后懸置動(dòng)剛度和滯后角曲線

后懸置在30-45Hz 范圍內(nèi)，曲線呈線性遞減,動(dòng)剛度的值也比較大。此時(shí)的動(dòng)剛度有利于衰減發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)的振動(dòng)。30-45Hz 范圍內(nèi)，曲線呈線性遞增滯后角的值較小。此時(shí)的滯后角特性與理想滯后角特性差距較大，不利于迅速衰減振動(dòng)。

60-100Hz 范圍內(nèi)動(dòng)剛度非線性趨勢(shì)明顯。大概90-100 Hz范圍內(nèi)，動(dòng)剛度迅速增加，這是橡膠材料硬化的結(jié)果。動(dòng)剛度過大，不符合理想動(dòng)剛度特性，所以在高頻時(shí)動(dòng)剛度特性較差。60-100Hz 頻段內(nèi)滯后角呈遞減趨勢(shì)。尤其是在80-100Hz 頻段內(nèi)滯后角較小，符合理想的遲滯角特性，有利于減小振動(dòng)的傳遞率。

3.2 前懸置的數(shù)據(jù)處理與分析

圖6給出了前懸置動(dòng)剛度和遲滯角隨頻率變化的曲線合成圖。

圖6 前懸置動(dòng)剛度與滯后角曲線的合成圖

前懸置在怠速工況下（600-900rpm），即激勵(lì)頻率在30-45 Hz范圍內(nèi)時(shí)動(dòng)剛度曲線逐漸增加，動(dòng)剛度較小，不利于衰減振動(dòng)，是怠速工況下地板振動(dòng)過大的主要原因。滯后角較大，符合理想的動(dòng)剛度和遲滯角特性曲線，有利于迅速減小怠速時(shí)的振動(dòng)傳遞率。

發(fā)動(dòng)機(jī)處于部分負(fù)荷（900-1400rpm）時(shí)，即激勵(lì)頻率在 45-70Hz 范圍內(nèi)時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)前懸置具有很大的動(dòng)剛度，但是滯后角較小，所以在部分負(fù)荷時(shí)前懸置的動(dòng)剛度特性較差，但是滯后角特性比較接近理想滯后角特性。

發(fā)動(dòng)機(jī)處于加速工況（1400-2000rpm）時(shí)，即激勵(lì)頻率在70-100Hz 范圍內(nèi)時(shí)，由于頻率過高，所以橡膠材料硬化，導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)前懸置的動(dòng)剛度急劇上升，而滯后角很小，此時(shí)前懸置的滯后角特性與理想的滯后角特性接近，但是動(dòng)剛度特性較差。

4 結(jié)論

基于單自由度系統(tǒng)隔振原理，對(duì)該大客車發(fā)動(dòng)機(jī)前、后懸置動(dòng)剛度與滯后角的曲線進(jìn)行隔振性能分析并提出改進(jìn)的方案：

（1）前懸置在發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)，滯后角曲線良好，動(dòng)剛度曲線較差，阻尼特性良好，有利于隔振。在高轉(zhuǎn)速時(shí)，滯后角較小，隔振性能較好。

（2）后懸置在發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)滯后角較小，動(dòng)剛度特性較好；阻尼特性較差，不利于降低振動(dòng)傳遞率。

（3）該客車怠速工況下地板振動(dòng)量過大的主要原因是前懸置動(dòng)剛度較小和后懸置遲滯角較小，實(shí)踐表明：增大前懸置的動(dòng)剛度和后懸置的遲滯角有效減小了怠速工況下地板過大的振動(dòng)。

[1] 錢勝.汽車橡膠隔振元件動(dòng)靜態(tài)特性研究及優(yōu)化設(shè)計(jì)[D].合肥:合肥工業(yè)大學(xué)碩士學(xué)位論文,2012:17.

[2] 王建鋒,馬建,馬榮貴,宋宏勛.動(dòng)位移的加速度精確測(cè)量技術(shù)研究[J].計(jì)算機(jī)科學(xué),2010,12:201-202+237.

[3] 季文美.機(jī)械振動(dòng)[M].北京:科學(xué)出版社,1985:73-77.

[4] 李銳,陳偉民,廖昌榮,周正平,李銀國(guó).發(fā)動(dòng)機(jī)橡膠懸置特性的試驗(yàn)與建模研究[J].中國(guó)機(jī)械工程,2009,20(22):2746-1750.

[5] 彭威,白鴻柏,鄭堅(jiān),唐西南.金屬橡膠材料阻尼測(cè)試的一個(gè)新方法[M].實(shí)驗(yàn)力學(xué),2004,19(3):342-346.

Research on characteristics of dynamic stiffness and damping of the engine mounting

Ling Zihong, Zou Jie, Xu Zengman

( China Automotive Technology&Research Center (Tianjin), Automotive Engineering Research Institute, Co., Ltd., Tianjin 300300 )

Study on the obvious vibration from the floor of a hybrid bus manufactured by a certain company were taken in this paper. First of all, the dynamic stiffness and and lag angle of suspension which equipped with the vehicle are tested: we process loading tests on front and rear mounting during 30-100Hz, acquiring the data of displacement and force versus time, by using the displacement control mode in MTS servo excitation simulation system. We protract hysteresis loops in different frequenc -ies and curves of dynamic stiffness and lag angle versus frequency. Then, based on the theory of a single degree of freedom vibration isolation, we analyse the isolation performance of the engine mounting. Finally, for the question that the transfer rate of the front suspension was relatively higher, an preliminary optimizing method was summarized by analysing the effects of parameters in the model to the suspension transfer rate. The vibration problem mentioned previously has been solved.

Engine mounting system; Lag angle; Dynamic stiffness; Hysteresis loop; Single degree of freedom vibrat -ionisolation

U467.4

A

1671-7988(2019)24-159-04

U467.4

A

1671-7988(2019)24-159-04

10.16638/j.cnki.1671-7988.2019.24.051

凌子紅（1991-），男，NVH工程師，就職于中汽研（天津）汽車工程研究院有限公司。