王康，沈保山，游專

(無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院汽車與交通學(xué)院，江蘇無錫 214000)

0 引言

隨著經(jīng)濟(jì)的發(fā)展,客戶購買車輛時(shí),不再僅僅考慮其使用經(jīng)濟(jì)性、可靠性及購買成本，對于車輛乘坐舒適性的要求越來越高。振動一方面會通過車架傳遞到車身內(nèi)，使乘客產(chǎn)生疲勞感，影響駕乘舒適性;另一方面還會影響汽車的操作性、行車安全性和零部件的使用壽命。因此，提升汽車的噪聲、振動與聲振粗糙度(noise、vibration、harshness,NVH)性能，對于提高車輛的綜合性能具有重要意義。

汽車動力總成懸置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)生干涉的功能外，還起到隔離動力總成及地面激勵(lì)振動傳遞、提升整車NVH性能的作用。因橡膠懸置具有較高的性價(jià)比，被廣泛地應(yīng)用于商用車領(lǐng)域。

考慮到成本及庫存等問題，文中重點(diǎn)對后懸置軟墊3個(gè)方向的剛度進(jìn)行了優(yōu)化，并對剛度優(yōu)化前、后的懸置系統(tǒng)的隔振性能進(jìn)行了理論計(jì)算。

1 懸置系統(tǒng)計(jì)算模型

因動力總成彈性體的剛度較大，其模態(tài)頻率較高，且懸置支撐側(cè)的動剛度通常要求是懸置軟墊剛度的10倍以上，其振動較小，所以一般將懸置系統(tǒng)簡化為一個(gè)無阻尼、空間六自由度的振動系統(tǒng)。懸置系統(tǒng)計(jì)算模型如圖1所示，其振動特性與動力總成的質(zhì)量、質(zhì)心、轉(zhuǎn)動慣量及懸置軟墊各向剛度、支撐位置相關(guān)。

圖1 懸置系統(tǒng)計(jì)算模型

2 懸置系統(tǒng)隔振原理

動力總成懸置系統(tǒng)的隔振包括兩個(gè)方面：一是消極隔振，即減少由于路面不平產(chǎn)生的底盤對動力總成的沖擊；二是積極隔振，即減少動力總成對底盤的沖擊。發(fā)動機(jī)隔振原理簡圖如圖2所示。

圖2 發(fā)動機(jī)隔振原理簡圖

在不考慮彈簧質(zhì)量時(shí)，動力總成豎向激振力為：

=sin=ej。

(1)

則系統(tǒng)的運(yùn)動微分方程為：

(2)

則，在作用下產(chǎn)生的動力總成豎向位移幅值為：

(3)

傳遞到基礎(chǔ)上的傳遞力為：

(4)

其幅值為：

(5)

傳遞力的幅值與激振力的幅值之比稱為傳遞率，其計(jì)算公式為：

(6)

由式(6)可得不同阻尼比下，不同頻率比對傳遞率的影響，如圖3所示。由圖可知，使激振頻率與懸置系統(tǒng)固有頻率的比值處于合理位置降低振動傳遞率可有效實(shí)現(xiàn)減振作用。

圖3 頻率比-傳遞率變化曲線

3 懸置系統(tǒng)計(jì)算準(zhǔn)備

3.1 懸置參數(shù)

文中動力總成懸置系統(tǒng)為三點(diǎn)(前二后一)支撐，前部左、右懸置對稱分布，其支撐面與水平面之間的夾角為45°；后懸置與水平面夾角為0°。懸置本身坐標(biāo)、、分別與整車坐標(biāo)系、、對應(yīng)，其主軸方向的剛度見表1。

表1 懸置各主軸剛度 單位：N/mm

3.2 動力總成參數(shù)獲取

動力總成的質(zhì)量、質(zhì)心、轉(zhuǎn)動慣量等參數(shù)對橡膠懸置設(shè)計(jì)至關(guān)重要，需要較為準(zhǔn)確的數(shù)值。文中利用某公司生產(chǎn)的慣性參數(shù)測試臺對其進(jìn)行了測試，如圖4所示，慣性參數(shù)見表2。

圖4 慣性參數(shù)測試臺

表2 動力總成慣性參數(shù)

4 懸置系統(tǒng)隔振性能計(jì)算及優(yōu)化

4.1 原懸置系統(tǒng)解耦計(jì)算

根據(jù)上述參數(shù)，以動倍率1.4確定懸置動剛度后，使用MATLAB程序進(jìn)行系統(tǒng)解耦計(jì)算，所得結(jié)果見表3。

表3 前六階頻率和解耦率

由計(jì)算結(jié)果可以看出，該懸置系統(tǒng)的第三至第六階中，相鄰兩階的頻率間隔小于1 Hz，并且各階解耦率均低于75%，各階模態(tài)間關(guān)聯(lián)較大，且實(shí)際隔振效果也不理想，存在優(yōu)化空間。

4.2 后懸置剛度優(yōu)化

考慮到零部件庫存和通用性的問題，文中只選取后懸置3個(gè)方向的剛度作為優(yōu)化變量，在改動量最小的情況下，提升系統(tǒng)的隔振性能。

參考其他車型懸置剛度，將、、方向的優(yōu)化空間均設(shè)定為[100,700]N/mm,頻率范圍設(shè)定為[5,17.5]Hz，同時(shí)約束前六階解耦率大于80%。以各個(gè)方向上的解耦率加權(quán)和最大化作為目標(biāo)值，對后懸置剛度進(jìn)行優(yōu)化匹配。

由MATLAB多目標(biāo)優(yōu)化程序得到后懸置的理論動剛度值，圓整后的動剛度值分別為150、350、600 N/mm。

4.3 優(yōu)化后懸置系統(tǒng)解耦計(jì)算

將優(yōu)化后的動剛度值代入懸置系統(tǒng)，并進(jìn)行隔振性能計(jì)算，計(jì)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80%，各方向的頻率間隔均大于1 Hz，基本滿足頻率分離和解耦要求。

5 結(jié)束語

文中首先計(jì)算了現(xiàn)有動力總成懸置系統(tǒng)的固有頻率和解耦，對計(jì)算結(jié)果進(jìn)行判斷后，使用MATLAB多目標(biāo)優(yōu)化方法對后懸置剛度進(jìn)行了優(yōu)化計(jì)算，獲得了后懸置優(yōu)化剛度值，最后對優(yōu)化后懸置系統(tǒng)的隔振性能進(jìn)行了理論計(jì)算驗(yàn)證，為懸置系統(tǒng)隔振性能提升提供了理論支持。