倪晉挺, 姜能惠
(安徽機電職業(yè)技術學院汽車與軌道學院,安徽 蕪湖 241002)
隨著車輛技術的不斷進步,人們對汽車的舒適性要求越來越高。發(fā)動機作為車輛重要激勵源,其產(chǎn)生的振動是否可以很好的控制,不僅關系到整車人機交互位置的振動和噪聲,同時還影響乘客的乘坐舒適性。因而在車輛開發(fā)過程中,如何有效的對動總懸置系統(tǒng)進行布置設計,降低振動耦合,減小動力總成傳遞到車身的激勵載荷,從而降低車輛關注位置的振動噪聲大?。灰约氨WC動力總成在Tip in&Tip out、過坎等瞬態(tài)沖擊工況下,能夠有效的發(fā)揮動總懸置的支撐和限位功能,進而提升乘客的主觀感覺方面,顯得至關重要[1]。
動總懸置系統(tǒng)設計影響整車NVH性能的主要因素有懸置系統(tǒng)的布置方式、位置及剛度的大小等因素,針對上述關鍵因素,從動力總成懸置系統(tǒng)能量解耦作為出發(fā)點,討論不同懸置系統(tǒng)設計方案對整車NVH性能的影響情況。
為驗證不同懸置系統(tǒng)設計方案,動力總成剛體模態(tài)頻率及能量分布情況,優(yōu)化得到最優(yōu)的方案,利用仿真手段,從避頻、能量解耦、限位、TRA軸位置等幾個方面進行考察。
實車測試工況利用常見的汽車怠速、加速、啟動、熄火工況;噪聲評價指標為駕駛員右耳與后排右側乘客右耳位置車內(nèi)噪聲;振動評價點為方向盤及駕駛員座椅,利用三向加速度傳感器布置于方向盤12點及駕駛員座椅左后側滑槽位置,通過采集關注位置的振動加速度及車內(nèi)噪聲來衡量車輛的NVH性能[2]。
某車型在開發(fā)過程中,存在怠速振動噪聲較大,加速過程中存在轟鳴聲,乘坐舒適性偏差等一系列問題,為了提升產(chǎn)品的競爭影響力,需要對車輛的NVH性能一系列提升,所指定的提升目標如表1所示。
表1 某車型NVH性能主觀評價提升目標
在仿真計算中需要將動力總成質心坐標、質量及轉動慣量、懸置位置及剛度作為輸入?yún)?shù)來進行計算。系統(tǒng)的動力學方程為
(1)
式中:M為系統(tǒng)質量矩陣;K為系統(tǒng)剛度矩陣;{X}為剛體坐標矢量;{F}為力矩陣。
其中,
(2)
(3)
(3)式中:
將式(1)轉換到頻域,且不考慮外力情況下:
(K-ω2M){X}={0}
(4)
將質量矩陣(2)、剛度矩陣(3)代入(4)中,可以求解得出系統(tǒng)各階的固有頻率和振型。
當系統(tǒng)以第j階固有頻率振動時,第K行所分配的能量所占系統(tǒng)總能量的百分比用如下公式表示[3]:
(5)
式中:
mkl為系統(tǒng)質量矩陣第k行、l列元素;φj為{φ}的第j個列向量;(φj)k,(φj)l分別為φj的第k及第l個元素。
根據(jù)前面的公式(4)和(5),建立動力總成懸置系統(tǒng)的模型。
某車型現(xiàn)狀所采用的動力總成懸置系統(tǒng)布置方式為四點懸置,懸置系統(tǒng)的初始設計剛度如表2所示。
表2 某車型動總懸置系統(tǒng)初始剛度
首先,利用Nastran軟件建立懸置系統(tǒng)的動力學模型,對模型作如下簡化:動力總成簡化為剛體,通過具有3向剛度的Bushing(襯套)彈性連接在固定基礎上[4];然后通過SOL103分析模塊進行仿真計算,通過卡片設置,控制輸出選項,得到懸置系統(tǒng)的固有頻率及懸置系統(tǒng)的能量分布矩陣,如表3所示;動總懸置系統(tǒng)左右懸置彈性中心點及動總質心到TRA軸距離如圖1所示。
表3 現(xiàn)狀動總懸置系統(tǒng)解耦結果
從分析結果來看,現(xiàn)狀的動力總成懸置設計方式存在一系列問題,重點關注的Bounce模態(tài)為系統(tǒng)的第二階模態(tài),該階模態(tài)解耦率偏低,低于目標要求的85%,也就是說現(xiàn)狀的動總懸置在Z向振動時,會與其它方向的振動發(fā)生耦合,第六階模態(tài)為發(fā)動機曲軸轉動方向的剛體模態(tài),該階模態(tài)解耦頻率偏高,遠離7-12Hz的目標要求,不利于動總系統(tǒng)振動的衰減,隔振能力偏差。
如圖1,左右懸置彈性中心點連線與TRA不重合,特別是左懸置彈性中心偏離TRA軸34mm。從理論上講,如果懸置系統(tǒng)的彈性中心連線能夠與發(fā)動機總成的質心重合,動總懸置系統(tǒng)在六個方向的振動可以完全解耦,但由于受整車布置的限制,懸置系統(tǒng)的彈性中心連線與TRA軸距離越近越好[3-4]。
圖1 現(xiàn)狀懸置系統(tǒng)TRA軸
針對上述動力總成懸置設計方式存在的一系列問題,同時考慮到整車設計成本方面的因素,通過仿真優(yōu)化,將現(xiàn)狀動總懸置系統(tǒng)的設計方案的四點懸置更改為三點懸置支撐方式,同時結合整車布置空間,將左懸置彈性中心點位置向整車X向移動25mm,從而減小左右懸置彈性中心點的連線與TRA軸的距離。然后,在調整布置位置的基礎上,對三點懸置系統(tǒng)的剛度進行解耦優(yōu)化,優(yōu)化后的懸置系統(tǒng)剛度,見表4,對應方案的能量解耦結果,見表5。優(yōu)化后動總懸置系統(tǒng)在Z向和Ry方向的振動能量均大幅提高,到達了96.99%和93.41%,并且Ry方向的模態(tài)頻率由原來的17Hz降低為11.74Hz,不僅可以滿足設計的目標要求,也可以遠離發(fā)動機怠速激勵頻率,提升系統(tǒng)的隔振性能[5-9]。
表4 優(yōu)化后動總懸置系統(tǒng)剛度值
表5 優(yōu)化后動總懸置系統(tǒng)解耦結果
為驗證仿真優(yōu)化結果,對整車NVH性能的影響情況,采用客戶在使用車輛過程中,常關注的怠速、加速、啟動、熄火工況分別測試動總懸置系統(tǒng)在初始狀態(tài)(Baseline)及優(yōu)化方案(三點懸置+左懸置移動25mm)狀態(tài)下的整車NVH性能,其中怠速工況考慮AC ON及AC OFF兩種工況。
測試的數(shù)據(jù)包括振動和噪聲兩部分,其中,噪聲測試位置為駕駛員左耳(DLE)與后排右側乘客右耳(RRR);振動測試為方向盤(SW)比較惡劣的12點位置、駕駛員座椅(Seat)及前地板駕駛員腳踏位置(Floor)。由于篇幅限制,僅給出部分測試數(shù)據(jù)。
駕駛員左耳位置在怠速(AC ON及AC OFF)工況下的聲壓響應曲線如圖2所示,所對應的聲壓級大小對比如圖3所示。由測試結果可以看出,AC off工況,優(yōu)化方案較初始方案,測點DLE車內(nèi)噪聲值分別降低了0.9dB(A),測點DLE車內(nèi)噪聲值分別降低了0.9dB(A),RRR車內(nèi)噪聲值降低了0.4dB(A);AC on工況,測點DLE車內(nèi)噪聲值,優(yōu)化方案較初始方案,降低了2.1dB(A),RRR車內(nèi)噪聲值,狀優(yōu)化方案較初始方案,降低了0.1dB(A)。
圖2 怠速(AC ON及AC OFF)工況聲壓響應曲線
圖3 怠速(AC ON及AC OFF)工況聲壓級大小對比
方向盤(SW)12點位置、駕駛員座椅(Seat)及前地板駕駛員腳踏位置(Floor)在AC off工況下的振動大小對比如圖4所示。由測試結果可以看出,除了地板關注位置的Y向振動大小稍微變差外,增加了0.001g,其余關注位置方向的振動大小均有所減小,其中方向盤12點位置的振動大小RMS值減小0.02g,座椅導軌位置RMS減小0.002g,駕駛員腳踏地板位置振動大小RMS值減小0.001g。
圖4 怠速(AC OFF)工況關注點振動大小對比
駕駛員左耳位置在加速工況下,DLE位置的聲壓響應曲線如圖5所示。由測試結果可以看出,雖然發(fā)動機在1876rpm時,優(yōu)化方案較初始方案,DLE位置的聲壓大小,有所增加,增加了1.38dBA,但從整個加速過程中來看,優(yōu)化方案的車內(nèi)聲壓級是優(yōu)于初始方案,特別是在常用的轉速2500rpm-3500rpm范圍內(nèi)。
圖5 加速工況下的DLE位置聲壓響應曲線
方向盤(SW)12點位置、駕駛員座椅(Seat)及前地板駕駛員腳踏位置(Floor)在啟動&熄火工況下的振動大小對比如圖6所示。由測試結果可以看出,發(fā)動機啟動工況,方向盤振動,優(yōu)化方案較初始方案降低了0.3g,座椅導軌振動,優(yōu)化方案較初始方案增大了0.02g;發(fā)動機熄火工況,方向盤振動,優(yōu)化方案較初始方案,降低了0.17g,座椅導軌振動,優(yōu)化方案較初始方案,降低了0.02g。
圖6 啟動&熄火工況關注點振動大小對比
通過對比上述工況的測試結果,總體而言,優(yōu)化方案較初始方案,駕駛艙內(nèi)關注位置的振動及噪聲大小均提升明顯,同時,初始方案為四點懸置設計,優(yōu)化方案為三點懸置設計,因此,在提升性能的同時,也降低了整車的設計成本。此外,通過對優(yōu)化后的車輛,再次進行主觀評價,評價測試分值也均得到了提升,見表6。
表6 優(yōu)化后主觀評價提升目標
通過仿真優(yōu)化及測試相結合的手段,對動力總成懸置設計對整車NVH性能的影響情況進行研究。通過優(yōu)化動力總成懸置系統(tǒng)的設計,不僅降低了設計成本,而且提升了整車的NVH性能,提升了車輛的主觀評價。從而可以看出,動力總成懸置系統(tǒng)設計,對于整車NVH性能的重要性,在后續(xù)的車輛開發(fā)設計過程中,應當給予重點考慮,從而減少后續(xù)的調教、改動、優(yōu)化成本。