沈保山，劉治彩，王康

(無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院，江蘇無錫 214000)

0 引言

動力總成的工作方式?jīng)Q定了它將作為一個較為強(qiáng)烈的振源，影響著車輛的NVH性能。而動力總成懸置系統(tǒng)除具備支撐動力總成質(zhì)量、避免動力總成與周邊附件發(fā)生干涉的基本功能外，減少動力總成與其支撐部件間的振動傳遞也是其主要功能之一。合理的匹配設(shè)計，不僅可以有效衰減振動，提高車輛的NVH性能[1]，而且能夠延長動力總成的使用壽命。但是，對在產(chǎn)車輛性能提升的過程中，受成本、服務(wù)、空間布置、通用性、開發(fā)周期等因素影響，無法對整個懸置系統(tǒng)進(jìn)行全新開發(fā)，如何在改動較小的情況下，明顯提升車輛的NVH性能成為了需要重點解決的問題。

本文作者在對懸置各安裝點進(jìn)行振動靈敏度分析后，明確了前懸置位置對車身關(guān)鍵點振動影響較大，然后利用能量解耦及多目標(biāo)優(yōu)化算法，以前懸置剛度為變量，以頻率分離和解耦率為約束條件，以解耦率加權(quán)和最大為目標(biāo)函數(shù)，進(jìn)行了懸置系統(tǒng)的優(yōu)化，并完成了振動性能試驗測試，驗證了改進(jìn)效果。

1 整車振動問題簡介

1.1 現(xiàn)象描述

怠速(發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速約 600 r/min)時，車身抖動較大，且持續(xù)存在。在駕駛員座椅導(dǎo)軌處布置振動加速度傳感器進(jìn)行測試，測試結(jié)果顯示，抖動頻率約為30 Hz，與發(fā)動機(jī)二階激勵頻率相吻合。

1.2 原因分析

通常，對于整車抖動的系統(tǒng)問題，需要分別分析振動源和傳遞路徑。文中振動問題的振動源較為明顯，即發(fā)動機(jī)對外做功產(chǎn)生的二階振動激勵。該激勵通過懸置—車架—車身懸置—車身—座椅等部件將振動傳遞至人體。在對動力總成懸置及車身懸置隔振測試中發(fā)現(xiàn)，動力總成懸置的綜合隔振率低于70%。動力總成懸置隔振率低是引起整車怠速抖動的主要原因。

2 關(guān)鍵點振動靈敏度分析

為了兼顧成本及效率，保證整改效果，文中利用HyperMesh軟件建立了包含車架總成(含發(fā)動機(jī)懸置支架)、車身懸置、車身總成等部件的有限元模型，如圖1所示。在動力總成4個支撐點上施加一定頻率范圍的單位載荷的掃頻激勵，以座椅導(dǎo)軌安裝點為響應(yīng)點，求解系統(tǒng)的振動傳遞函數(shù)如圖2、圖3所示，考察車內(nèi)關(guān)鍵點對主懸置點的靈敏度。

圖1 傳函計算有限元模型

圖2 動力總成左前(后)-座椅導(dǎo)軌路徑振動傳遞函數(shù)

圖3 動力總成右前(后)-座椅導(dǎo)軌路徑振動傳遞函數(shù)

由圖2和圖3可以看出，在怠速頻段附近，座椅導(dǎo)軌的振動對前懸置激勵的靈敏度較大，即提升前懸置的隔振性能對降低車身抖動問題更有效果。因此，文中在保證后懸置結(jié)構(gòu)不變的情況下，重點通過優(yōu)化前懸置剛度，提升懸置隔振性能，從而提升乘坐舒適性。

3 懸置系統(tǒng)的優(yōu)化

該動力總成支撐為四點懸置，懸置的局部坐標(biāo)U、V、W分別與整車坐標(biāo)系X、Y、Z對應(yīng)，即懸置與水平面夾角為0°。

3.1 數(shù)據(jù)準(zhǔn)備

懸置系統(tǒng)優(yōu)化所需的參數(shù)包括動力總成的質(zhì)量、質(zhì)心、轉(zhuǎn)動慣量及懸置剛度等。文中利用慣性參數(shù)識別試驗臺測得動力總成各參數(shù)，具體數(shù)值見表1。采用剛度測試試驗臺獲得各懸置的各向剛度，具體數(shù)值見表2，其中局部坐標(biāo)U、V、W分別與整車坐標(biāo)系X、Y、Z對應(yīng)。

表1 動力總成慣性參數(shù)

表2 懸置各主軸動剛度 N/mm

3.2 原懸置系統(tǒng)解耦計算

根據(jù)上述參數(shù)，使用ADAMS軟件運(yùn)用能量解耦理論進(jìn)行解耦計算[2]，計算結(jié)果見表3。

表3 前六階頻率和解耦率

由計算結(jié)果可知，第一、三階解耦率低于75%，且第一、二階頻率間隔較小，不符合頻率分離和解耦要求。

3.3 前懸置剛度優(yōu)化及效果

使用MATLAB編寫多目標(biāo)優(yōu)化程序[5]，得出最優(yōu)的一組動剛度組合，圓整后的前懸置X、Y、Z方向的剛度值分別為488、488、1 200 N/mm，并將優(yōu)化后的動剛度輸入ADAMS中，進(jìn)行動力總成懸置系統(tǒng)計算，計算結(jié)果見表4。

表4 優(yōu)化后方案的固有頻率和解耦率

由表4可知前六階解耦率均大于85%，主方向的頻率間隔大于2 Hz，次方向的頻率間隔均大于1 Hz，滿足頻率分離和解耦要求。

4 試驗驗證

試驗之前，首先對目標(biāo)車輛進(jìn)行熱車，將冷卻液的溫度升到70 ℃。然后，將數(shù)據(jù)采樣頻率設(shè)定為512 Hz，按照試驗信號記錄時間不低于1 min的要求，采用多通道數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)分別測試前、后懸置在怠速及緩加速工況下主、被動側(cè)的加速度及怠速時座椅導(dǎo)軌的加速度。經(jīng)過數(shù)據(jù)處理得到以下結(jié)論：

(1)怠速工況，動力總成懸置的綜合隔振率達(dá)到了86.92%，較改進(jìn)前提升了17.50%，其中前懸置的綜合隔振率提升了20.3%，懸置隔振率得到較大提升；

(2)緩加速工況沒有出現(xiàn)共振現(xiàn)象；

(3)怠速時，座椅導(dǎo)軌處的振動烈度由4.2 mm/s降為1.9 mm/s，改善明顯。

5 結(jié)論

(1)通過對座椅導(dǎo)軌振動加速度、動力總成懸置隔振、車身懸置隔振等的測試，明確了動力總成懸置系統(tǒng)隔振率低是產(chǎn)生整車抖動問題的主要原因，為怠速振動問題的解決提供了思路；

(2)通過建立包含車架總成、車身懸置、車身總成等部件的有限元模型，計算了從懸置點到座椅導(dǎo)軌安裝點的振動傳遞函數(shù)，并結(jié)合原懸置隔振測試結(jié)果及實際生產(chǎn)需要，確定了通過改變前懸置來提升懸置系統(tǒng)隔振性能的思路；

(3)利用能量解耦合多目標(biāo)優(yōu)化算法，得到了前懸置各向剛度的最佳值，并對新懸置系統(tǒng)的解耦率進(jìn)行了預(yù)測，為懸置系統(tǒng)隔振性能的優(yōu)化匹配提供了方法；

(4)懸置系統(tǒng)的隔振試驗及導(dǎo)軌安裝點的振動測試結(jié)果表明，該方法能夠在產(chǎn)品改動較小的情況下，明顯提升懸置系統(tǒng)的隔振及車輛的NVH性能，對產(chǎn)品改進(jìn)具有較大的工程指導(dǎo)意義。