呂長民　段繼強(qiáng)　徐禮成　劉煥　丁琳

摘 要：動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的性能是整車NVH性能控制的關(guān)鍵。文章以某輕型商用車懸置系統(tǒng)為研究對(duì)象，對(duì)其進(jìn)行設(shè)計(jì)及優(yōu)化。文章基于主慣性軸理論確定了懸置系統(tǒng)的初始安裝角度，并基于能量解耦法建立Adams模型對(duì)膠塊安裝角度及剛度進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。通過整車試驗(yàn)表明怠速工況下懸置系統(tǒng)隔振效果良好，但后懸置在加速工況下在2930rpm處存在共振，然后通過CAE分析，提出了后懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)方案，并對(duì)改進(jìn)后懸置系統(tǒng)重新進(jìn)行測試驗(yàn)證。測試結(jié)果表明優(yōu)化后共振消除，整個(gè)懸置系統(tǒng)性能達(dá)到設(shè)計(jì)要求。

關(guān)鍵詞：懸置系統(tǒng);解耦;共振問題;NVH試驗(yàn)

中圖分類號(hào)：U463.3? 文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：B 文章編號(hào)：1671-7988（2020）03-88-05

前言

隨著技術(shù)的進(jìn)步及汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，客戶對(duì)載貨汽車舒適性的要求也越來越高，輕型載貨汽車NVH性能向乘用車水平看齊也是未來發(fā)展趨勢(shì)。動(dòng)力總成系統(tǒng)作為整車NVH問題的主要來源，減少動(dòng)力總成振動(dòng)噪聲向車內(nèi)傳遞已成為汽車減振降噪的關(guān)鍵技術(shù)之一[1]。Taeseok Jeong 和 Rajendra Singh 研究了四點(diǎn)懸置理論，通過合理布置發(fā)動(dòng)機(jī)懸置元件，使它們的彈性中心位于懸置系統(tǒng)的質(zhì)心處或主慣性軸上，實(shí)現(xiàn)懸置系統(tǒng)部分自由度的振動(dòng)解耦[2]。王顯會(huì)、李守成等人綜合運(yùn)用彈性中心理論和能量解耦方法對(duì)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)[3]。本文以某自主研發(fā)的輕型商用車為對(duì)象，對(duì)其動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)。首先基于主慣性軸理論確定了懸置系統(tǒng)的初始安裝角度，通過Adams搭建了懸置系統(tǒng)的六自由度虛擬樣機(jī)模型確定了橡膠軟墊最優(yōu)安裝角度及剛度。通過動(dòng)力總成NVH試驗(yàn)驗(yàn)證，在怠速工況下懸置系統(tǒng)隔振效果良好，但是加速工況下變速器懸置在2930rpm存在共振，通過CAE分析為車架側(cè)第三橫梁剛度不足，并對(duì)第三橫梁進(jìn)行加強(qiáng)優(yōu)化后重新進(jìn)行測試驗(yàn)證。測試結(jié)果表明優(yōu)化后共振消除，懸置性能得到進(jìn)一步提升。

1 輕型商用車懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)

1.1 動(dòng)力總成慣性參數(shù)

采用吉林大學(xué)為我司提供的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量試驗(yàn)臺(tái)獲取慣性參數(shù)，該試驗(yàn)臺(tái)基于空間多剛體動(dòng)力學(xué)的慣性參數(shù)計(jì)算動(dòng)力學(xué)模型，并利用遞推最小二乘法對(duì)被測物體的質(zhì)心位置坐標(biāo)和慣性張量的進(jìn)行辨識(shí)[4]，如圖1所示。參考坐標(biāo)系定義為：飛輪殼外端面圓心為原點(diǎn)O，從自由端指向飛輪端為+X，豎直向上為+Z，+Y指向符合右手法則。

用試驗(yàn)臺(tái)測得動(dòng)力總成的質(zhì)量為492 kg，動(dòng)力總成的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量與慣性積以及質(zhì)心坐標(biāo)，分別見表 1 與表 2。

1.2 懸置系統(tǒng)布置

本文設(shè)計(jì)的懸置系統(tǒng)是由4個(gè)懸置軟墊構(gòu)成，包括2個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)懸置膠塊和兩個(gè)變速器懸置膠塊（左右V型對(duì)稱布置）。4點(diǎn)式懸置在結(jié)構(gòu)穩(wěn)定性上優(yōu)于3點(diǎn)式懸置，同時(shí)能夠很好地克服較大的反作用力矩[5]。同時(shí)，斜置式懸置系統(tǒng)既有較強(qiáng)的剛度又能提高解耦率，在汽車上得到了廣泛的應(yīng)用[6]。

發(fā)動(dòng)機(jī)變速器已預(yù)留懸置安裝孔，初步左右對(duì)稱設(shè)計(jì)懸置支架，獲取懸置軟墊坐標(biāo)，見表3。

懸置軟墊的壓縮量2-5mm為宜[7]，初步確定軟墊壓縮量為3mm，初步選定懸置軟墊Z向靜剛度，并借用現(xiàn)有軟墊結(jié)構(gòu)。

主慣性軸必然通過動(dòng)力總成的質(zhì)心，如果分別求得發(fā)動(dòng)機(jī)及變速器各自的質(zhì)心位置，則兩個(gè)質(zhì)心的連線也就是該動(dòng)力總成的主慣性軸[8]。本文的主慣性軸通過動(dòng)力總成的質(zhì)心與發(fā)動(dòng)機(jī)質(zhì)心連線確定。主慣性軸理論是通過調(diào)整懸置軟墊角度剛度，把前后懸置彈性中心落在主慣性軸上，提高系統(tǒng)解耦率，如圖1所示。

按主慣性軸理論對(duì)懸置進(jìn)行解耦布置，確定前后懸置安裝角度。對(duì)于左右對(duì)稱布置的懸置系統(tǒng)[9]，其彈性中心的位置可按式（1）、（2）計(jì)算，參考圖2。

式中：

K—懸置軟墊壓縮剛度與剪切剛度之比;

A—彈性中心高度;

B—膠塊到中心的距離;

α—彈性中心到膠塊的水平夾角;

β—膠塊安裝傾斜角度。

初步確定的懸置膠塊的基本參數(shù)如表4所示。

1.3 基于Adams仿真分析

懸置系統(tǒng)的固有頻率遠(yuǎn)低于動(dòng)力總成和車架彈性體的固有頻率，因此可以把動(dòng)力總成、車架簡化為剛體，在Adams中建立懸置系統(tǒng)的六自由度力學(xué)模型[9]，如圖3所示。

本文參數(shù)化優(yōu)化是把懸置的剛度和布置角度設(shè)置成變量，將解耦值設(shè)置成優(yōu)化目標(biāo)，通過變量的變化，找出最優(yōu)的一組剛度值和布置角度。

計(jì)算系統(tǒng)的固有頻率和振動(dòng)能量分布，結(jié)果見表5?？梢钥闯觯麟A固有頻率間隔均滿足1Hz 的頻率間隔要求;主要方向（Z向、Rxx向）的振動(dòng)能量分布滿足至少達(dá)到 90%的設(shè)計(jì)指標(biāo)要求;其它方向的振動(dòng)能量分布均滿足不低于85%的設(shè)計(jì)指標(biāo)要求。

1.4 懸置支架設(shè)計(jì)

懸置支架強(qiáng)度滿足通用公司28種工況下典型工況的校核分析，支架剛度大于懸置軟墊剛度的8-10倍[7]，支架一階模態(tài)應(yīng)大于發(fā)動(dòng)機(jī)最大二階激勵(lì)頻率1.414倍，一般取值2-5倍。本文發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速3000rpm，二階頻率100hz，懸置支架各方向剛度均大于膠塊各方向剛度10倍，發(fā)動(dòng)機(jī)支架一階模態(tài)500hz，變速器支架模態(tài)300hz，滿足設(shè)計(jì)要求。

2 整車NVH試驗(yàn)測試

動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)隔振率測試工況為整車定置、柴油機(jī)無載工況，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速從怠速轉(zhuǎn)速至標(biāo)定轉(zhuǎn)速。將加速度傳感器分別放在被測車型懸置軟墊兩側(cè)的連接支架處，并保證前、后位置的振動(dòng)同步測量。試驗(yàn)數(shù)據(jù)中，隔振率、振動(dòng)烈度作為衡量懸置軟墊隔振性能的指標(biāo)。其中，X、Y、Z分別為整車的縱向、橫向和垂向，振動(dòng)烈度為三個(gè)方向的振動(dòng)速度平方和的開方。

2.1 發(fā)動(dòng)機(jī)怠速工況下懸置隔振試驗(yàn)

啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)，待發(fā)動(dòng)機(jī)穩(wěn)定后（怠速，水溫達(dá)到80度），利用NI數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)進(jìn)行數(shù)據(jù)采集，測試結(jié)果如下。

怠速工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)端、變速器端隔振后的振動(dòng)烈度均低于4mm/s，性能良好;隔振前后的發(fā)動(dòng)機(jī)端綜合隔振率達(dá)到了85%的設(shè)計(jì)目標(biāo)，變速器端綜合隔振率滿足大于80%的設(shè)計(jì)要求。

2.2 發(fā)動(dòng)機(jī)升速工況下懸置隔振試驗(yàn)

車輛原地定置，輕踩油門踏板，使發(fā)動(dòng)機(jī)從怠速轉(zhuǎn)速緩慢升至最高轉(zhuǎn)速。該工況下懸置的總體振動(dòng)曲線見圖4、5。

原地升速工況，發(fā)動(dòng)機(jī)端左懸置隔振后在2588rpm附近存在輕微共振，共振幅值為17.3mm/s，共振幅值小于20mm/s可忽略;隔振后在98Hz和107Hz產(chǎn)生明顯共振，共振幅值分別為33.2mm/s、23.8mm/s，共振幅值偏大，初步分析發(fā)動(dòng)機(jī)端車架側(cè)被動(dòng)支架存在100hz左右的固有頻率，但是本文發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速為2900rpm，考慮整車輕量化設(shè)計(jì)可忽略該共振問題，由圖4可以看出發(fā)動(dòng)機(jī)端的綜合隔振率大于0.7，整體性能良好滿足設(shè)計(jì)要求。

原地升速工況，變速器端左懸置隔振后在2930rpm附近存在明顯共振，共振處綜合隔振率小于0.6;初步分析為變速器端車架側(cè)第三衡量固有頻率偏低，需要對(duì)其加強(qiáng)優(yōu)化。

2.3 CAE優(yōu)化分析對(duì)比

通過CAE分析建立動(dòng)力總成相連部分簡化模型（如圖6），進(jìn)行頻響分析發(fā)現(xiàn)變速器被動(dòng)支架在97hz響應(yīng)劇烈（節(jié)點(diǎn)610246為被動(dòng)支架上的點(diǎn)），與試驗(yàn)結(jié)果相吻合。改變變速器厚度對(duì)共振幾乎不產(chǎn)生影響，由此說明共振原因不是變速器被動(dòng)支架造成的。優(yōu)化橫梁結(jié)構(gòu)提高橫梁剛度及模態(tài)后，共振頻率由97Hz后延到125Hz，且變速器支架610246號(hào)節(jié)點(diǎn)共振時(shí)的加速度振幅由70mm降到12mm，說明提高第三橫梁剛度可有效減緩共振，如圖7所示。

2.4 試驗(yàn)對(duì)比

由圖8可知，優(yōu)化后變速器端懸置的共振點(diǎn)平移到3000rpm以后，變速器端的綜合隔振率也達(dá)到了60%，有效的解決了在額定轉(zhuǎn)速下的共振問題。

3 結(jié)束語

（1）建立了六自由度動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)剛體動(dòng)力學(xué)模型，對(duì)懸置系統(tǒng)進(jìn)行解耦布置，對(duì)懸置的三向剛度參數(shù)進(jìn)行能量解耦優(yōu)化，通過懸置系統(tǒng)固有頻率分布、振動(dòng)能量分布驗(yàn)證了設(shè)計(jì)效果。

（2）在整車狀態(tài)下對(duì)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行NVH性能試驗(yàn)，結(jié)果表明，設(shè)計(jì)的懸置系統(tǒng)隔振效果良好，但在加速工況下后懸置在98hz存在共振。

（3）對(duì)變速器被動(dòng)支架架處第三橫梁加強(qiáng)優(yōu)化后，升速工況下變速器端共振問題解決，懸置隔振性能得到提升。

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