樓貴東，朱紅霞，卓耀彬，游張平，江 潔

（1.浙江濤濤車業(yè)股份有限公司，浙江 麗水 323000；2.麗水學院工學院，浙江 麗水 323000）

引言

本文所述的新型沙灘車[1-2]動力總成懸置系統(tǒng)包括動力總成、懸置支架、緩沖套筒[3]和車身框架等組成，其中動力總成包括單缸發(fā)動機、齒輪傳動箱、機油泵、發(fā)電機等部件。為了使發(fā)動機運轉(zhuǎn)時產(chǎn)生的不平衡力所引起的不良影響傳到車身框架使能有所減輕，懸置支架與車身框架之間的4個緩沖套筒起到非常重要的作用。

由于發(fā)動機重心周期性移動、活塞往復運動、氣體壓力變化等因素，發(fā)動機在運轉(zhuǎn)中會產(chǎn)生簡諧振動，尤其在車輛處于怠速時，發(fā)動機的振動通過懸置系統(tǒng)的傳遞，激發(fā)起整車振動，降低了駕駛的舒適性。因此本文以降低發(fā)動機振動對車身振動的影響為目標，對動力總成、懸置支架、緩沖套筒和車身框架構(gòu)成的系統(tǒng)進行模態(tài)分析[4]，找到系統(tǒng)的共振頻率，并在模態(tài)分析的基礎(chǔ)上，對系統(tǒng)進行穩(wěn)態(tài)動力學分析，得到系統(tǒng)在簡諧激振力下的振動響應，分析緩沖套筒的減振和隔振效果，并為優(yōu)化發(fā)動機的控制策略提供參考。

1 動力總成懸置系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)振動分析

本文采用ABAQUS[5]軟件對動力總成懸置系統(tǒng)進行模態(tài)分析和穩(wěn)態(tài)動力學分析。

1.1 動力總成懸置系統(tǒng)簡化模型及網(wǎng)格劃分

如圖1所示，本文所述的新型沙灘車由前輪、后輪、懸置支架、轉(zhuǎn)向裝置、車身框架、座椅等部分組成。

圖1 新型沙灘車

基于對動力總成懸置系統(tǒng)進行穩(wěn)態(tài)振動分析的目的，對動力總成懸置系統(tǒng)三維模型進行簡化處理后，導入有限元分析軟件ABAQUS，網(wǎng)格劃分類型采用十結(jié)點二次四面體單元C3D10，有限元模型網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖2所示，為了提高有限元計算效率，簡化的有限元模型忽略了轉(zhuǎn)向裝置、車輪等次要結(jié)構(gòu)，只保留車身框架、緩沖套筒、動力總成等主要結(jié)構(gòu)。

圖2 動力總成懸置系統(tǒng)網(wǎng)格劃分結(jié)果

1.2 材料定義和模態(tài)分析結(jié)果

緩沖套筒安裝于懸置支架與車身框架之間，其夾層材質(zhì)氫化丁腈橡膠[6]起到重要的緩沖減振作用，動力總成、懸置支架和車身框架的材質(zhì)為低碳鋼。模型的各材質(zhì)的物理特性參數(shù)如表1所示。

表1 各材質(zhì)物理特性參數(shù)

此沙灘車的發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速為7 500 r/min，最低空載穩(wěn)定轉(zhuǎn)速為1 500 r/min，基于分析發(fā)動機振動對車身框架振動影響的目的，模態(tài)分析的最高頻率取發(fā)動機的最高旋轉(zhuǎn)頻率的1.5倍，因此建立分析步-線性攝動-頻率，頻率分析范圍為1～187.5 Hz。

動力總成懸置系統(tǒng)模態(tài)分析的頻率值和振型描述如表2所示。

表2 動力總成懸置系統(tǒng)模態(tài)分析結(jié)果

車身框架的振動是影響駕駛舒適性的主要因素，動力總成懸置系統(tǒng)模態(tài)分析結(jié)果中與車身框架相關(guān)的模態(tài)振型如圖3所示，其中(a)和(c)分別是第2階和第6階模態(tài)振型，對應共振頻率分別為74.868 Hz和180.98 Hz，產(chǎn)生原因是車身框架在動力總成安裝位置有一個孔型結(jié)構(gòu)，且孔型結(jié)構(gòu)的剛度較差，容易引起車身框架在孔型結(jié)構(gòu)邊緣處產(chǎn)生斜向或上下方向的移動，其中(b)為第3階模態(tài)振型，對應共振頻率為106.22 Hz，產(chǎn)生原因是車身框整體呈現(xiàn)扁長形狀，因此在縱向方向上剛度較弱，容易起因車聲框架在縱向方向的扭轉(zhuǎn)運動。

圖3 車身框架相關(guān)的模態(tài)振型

當動力總成懸置系統(tǒng)無緩沖套筒時，即懸置支架與車身框架剛性聯(lián)接時，同理可進行動力總成懸置系統(tǒng)的模態(tài)分析，得到車身框架斜向擴孔的振型模態(tài)如圖4所示，對應的共振頻率為80.330 Hz，比有緩沖套筒時的74.868 Hz略高，原因是無緩沖套筒的彈性元件時，系統(tǒng)整體剛度有所提高。

圖4 動力總成剛性聯(lián)接時模態(tài)振型

2 動力總成懸置系統(tǒng)減振優(yōu)化分析

2.1 發(fā)動機的周期激振力

假設(shè)活塞往復運動力為發(fā)動機振動的主要原因，則根據(jù)已知條件發(fā)動機轉(zhuǎn)速n=7 500 r/min，功率P=5.3 kW，氣缸行程h=55.5 mm，可得活塞作用力簡諧變化的幅值F為：

2.2 動力總成懸置系統(tǒng)減振分析

在上文有、無緩沖套筒的動力總成懸置系統(tǒng)模態(tài)分析的結(jié)果上，再建立分析步-穩(wěn)態(tài)動力學，并在活塞運動方向上施加簡諧激振力，如圖2所示。得到有、無緩沖套筒時動力總成懸置系統(tǒng)在各頻率激振力下的振動動能如圖5所示。

圖5 各頻率激振力時的動力總成懸置系統(tǒng)振動能量

可見，在懸置支架與車身框架增加緩沖套筒，雖然使動力總成懸置系統(tǒng)整體剛度有所下降，但是使最高振動能量從2 907.97 N·mm降為1 330.37 N·mm，降低了54.25%，起到有效的減振和隔振作用。

可得有緩沖套筒時動力總成懸置系統(tǒng)在激振力頻率為74.87 Hz時的加速度分布如圖6所示，可見此時系統(tǒng)出現(xiàn)較強的共振現(xiàn)象，最大加速度達到7.11×105mm/s2，特別是座椅附近的振動幅度較大，對駕駛舒適性影響較大，此時剛好對應為系統(tǒng)第2階模態(tài)振型頻率，發(fā)動機轉(zhuǎn)速約為4 492 r/min，因此，應避免發(fā)動機在此轉(zhuǎn)速附近范圍內(nèi)運轉(zhuǎn)，以降低系統(tǒng)振動。

圖6 激振力下動力總成懸置系統(tǒng)加速度分布

3 結(jié)論

（1）建立得到新型沙灘車動力總成懸置系統(tǒng)的有限元模型，分析得到其前6階模態(tài)振型，并分析各階模態(tài)振型的形成原因。

（2）通過穩(wěn)態(tài)動力學分析，得到動力總成懸置系統(tǒng)在簡諧激振力下的振動響應，比較分析有、無緩沖器時動力總成懸置系統(tǒng)的振動響應，得知緩沖套筒起到有效的減振和隔振作用。

（3）分析得第2階車身框架斜向擴孔模態(tài)振型是系統(tǒng)的主要共振點，發(fā)動機應避開此工作頻率，由此為發(fā)動機控制策略優(yōu)化提供了參考。