半主動液阻型橡膠隔振器動態性能測試與計算分析

吳禮剛，段小成，黃 興，徐 馳

(1.寧波大學 信息學院，寧波 315211;2.寧波拓普制動系統有限公司，寧波 315806)

被動式液阻懸置與早期的橡膠懸置相比，明顯改善了汽車的行駛平順性和舒適性，且懸置結構尺寸小，制造安裝比較簡單，成本較低，又不消耗發動機功率，能夠在某一段頻率對發動機的振動起到很好的隔振和減振作用，因此目前得到了廣泛的應用。但被動式液阻懸置和橡膠懸置一樣，一旦設計完畢，其結構參數固定，動剛度與阻尼等特性不可調，使得其性能不能隨發動機的轉速和工況的變化作相應的變化。解決這些矛盾的有效方法是通過在線調節懸置內部參數以實現其在不同工況下的動剛度與阻尼要求。

目前主流的半主動懸置主要分為兩大類:第一類是將電流變、磁流變液等新型阻尼材料應用于懸置內部通過控制外界的電流或電壓以實現在不同工況下懸置的動剛度與阻尼要求［1，2，3］;第二類是通過改變被動式液阻懸置內部結構，如慣性通道長度、截面積、解耦膜剛度等實現懸置動剛度與阻尼的調節［4，5］。

對半主動液阻懸置的動力學特性實驗和仿真分析，已經獲得人們的廣泛重視。研究的重點集中在電流變或磁流變在半主動或主動液阻懸置中的應用上［1，2，3，6］。目前國內對第二類半主動液阻懸置的研究較少。本文介紹了一種解耦膜剛度可調式半主動液阻懸置內部結構，并實驗測試了半主動懸置的靜態特性、動剛度和阻尼及其與激振頻率和激振振幅的關系;建立了該半主動液阻懸置在電磁閥斷電、通電兩種狀態下的動特性計算分析的集總參數模型，利用該模型分析了一半主動懸置的動剛度和滯后角;計算結果和實驗值的對比結果證明了模型的正確性;最后給出了半主動懸置在解決發動機怠速抖動、巡航和由于粗糙路面激勵引起的駕駛員座椅振動問題的應用實例。

1 半主動液阻懸置結構及其性能實測

1.1 懸置結構及性能參數評價

圖1為解耦膜剛度可調式液阻懸置的結構示意圖，其中A、B兩端分別與發動機和車架相連，液室隔板中間為螺旋型慣性通道，兩隔板端部固定環形解耦膜，其中解耦膜上膜面與上液室液體接觸，而解耦膜下膜面與下隔板組成一密閉氣腔，氣腔一端與大氣相連通，電磁閥活塞軸向運動可控制氣腔是否密閉。

圖1 解耦膜剛度可調式液阻懸置結構示意圖Fig.1 SEM section with switchable stiffness decoupler

半主動液阻懸置的電磁閥端子與發動機控制單元(ECU)連接，ECU根據發動機轉速控制電磁閥的通斷，通過接通和關閉懸置內部空氣通道來控制懸置的動態特性。

當電磁閥通電，電磁閥活塞在電磁力的作用下堵住氣腔，此時解耦膜下膜面與氣腔呈現類似空氣彈簧的效果，解耦膜整體剛度變高;由于解耦膜剛度的提高會引起上液室體積剛度的變高，半主動液阻懸置會表現出大剛度、大阻尼特性。

當電磁閥斷電，電磁閥活塞在復位彈簧的作用下使得解耦膜下膜面的氣腔與大氣相通，解耦膜整體剛度變小;由于解耦膜剛度的降低會引起上液室體積剛度的降低，液阻懸置在受到外界激勵時會表現出小剛度、小阻尼特性。

半主動液阻懸置動特性的實驗參考文獻［7］在電液伺服激振實驗臺上進行，其動特性常用動剛度Kd和滯后角φ來表征。

1.2 半主動液阻懸置靜、動態性能測試結果

半主動液阻懸置的靜態、動態特性的測試是在寧波拓普測試中心MTS831振動實驗臺(見圖2)進行的，實驗方法、數據處理方法與常規液阻懸置類似［7］。

由圖3可見，電磁閥通電時半主動液阻懸置靜剛度比電磁閥斷電時對應的靜剛度略大，這是由于電磁閥通電時解耦膜下膜面與氣腔組成密閉的氣腔導致解耦膜剛度提高所致。電磁閥斷電時解耦膜剛度有所降低從而導致懸置靜剛度變低。

圖2 半主動液阻懸置靜態、動態測試示意圖Fig.2 Static and dynamic performance test sketch of SEM

圖4與圖5給出了半主動液阻懸置主方向(軸向)受到不同振幅激勵時的動態特性。由圖可見，半主動液阻懸置的動剛度和滯后角隨激振振幅和頻率變化而變化，并且在電磁閥通電或斷電狀態下懸置的動剛度和滯后角各有差異。

低頻大振幅激勵下，電磁閥斷電時懸置滯后角峰值頻率為5 Hz，所對應的滯后角為20°，30 Hz處對應的動剛度為280 N/mm;而電磁閥通電時懸置滯后角峰值頻率為9 Hz，所對應的滯后角為60°，30 Hz處對應的動剛度為500 N/mm。可見電磁閥通電與否對懸置的動剛度與滯后角影響較大:電磁閥通電時懸置動剛度、滯后角峰值頻率與其滯后角峰值均比電磁閥斷電時要高。汽車受到大振幅路面激勵(如通過粗糙路面等)時電磁閥自動通電，可以充分利用半主動液阻懸置的大剛度、大阻尼特性以衰減路面激勵引起的車內振動。

式中：H —循環泵設計揚程（m）；HST—靜揚程（m）；∑hS —吸壓水管路的水頭損失（m）；∑hd—輸水管路的水頭損失（m）；Hsev—控制點最小自由水壓（m）。

高頻小振幅激勵下，電磁閥斷電時所對應的動剛度比電磁閥通電時的要小約一半，在汽車怠速工況下，由于發動機本身產生的激勵主要為高頻小振幅激勵，因此可以充分利用半主動液阻懸置電磁閥斷電狀態下的小剛度、小阻尼特性以利于發動機隔振。

2 半主動液阻懸置動態特性計算分析

根據半主動液阻懸置的工作原理，可將其簡化為如圖6所示的集總參數模型，圖中Kr、Br為橡膠主簧的剛度和阻尼系數。橡膠主簧的作用有兩個，一是承受動力總成的靜、動態載荷;二是起類似活塞的作用，使液體在上、下液室之間來回流動，用等效活塞面積Ap來表示該特性。

圖3 半主動液阻懸置靜態特性Fig.3 Displacement-force characteristics of SEM

圖4 半主動液阻懸置低頻大振幅激勵下動態特性Fig.4 SEM dynamic characteristics under low frequency and high amplitude excitation

圖5 半主動液阻懸置高頻小振幅激勵下動態特性Fig.5 SEM dynamic characteristics under high frequency and low amplitude excitation

圖6 半主動液阻懸置集總參數模型Fig.6 LP model of SEM with switchable decoupler

橡膠主簧在泵吸液體的過程中，由于上液室液體的壓力使其有一定的膨脹，橡膠主簧的這種膨脹特性用體積柔度量來表示，定義為其體積的變化與作用其上壓力的變化之比，即ΔV/ΔP，單位為m5/N，體積柔度的倒數定義為橡膠主簧的體積剛度，單位為N/m5。對本文的半主動液阻懸置而言，其橡膠主簧的體積剛度由主簧結構、液體粘度、解耦膜剛度等因素共同決定，因此在電磁閥接合與斷開兩種狀態下，由于解耦膜剛度的大小不一致導致橡膠主簧的體積剛度也不一樣。在圖6所示的模型中，電磁閥斷電時橡膠主簧的體積柔度用C1表示(其體積剛度為K1=1/C1);電磁閥通電時橡膠主簧的體積柔度用C'1表示(其體積剛度為K'1=1/C'1)，K'1＞K1。橡膠底膜的體積柔度用C2表示(其體積剛度K2=1/C2)，由于橡膠底膜的厚度很薄(通常為2 mm左右)，因此可以認為C2至少比C1(或C'1)大兩個數量級［8，9］，假定上下液室的壓力為均勻分布［8，9］，并以 P1(t)、P2(t)表示，Qi(t)、Qd(t)分別表示液體流經慣性通道的流量和隨解耦盤運動的液體量。

定義Ii、Ri為慣性通道中液體的質量系數和慣性通道對其中液體流動的流量阻尼系數，Id、Rd為解耦盤及其附連液體的質量系數和液體對解耦盤的流量阻尼系數。Ii、Id、Ri、Rd的定義式為:

式中，Mi為慣性通道中液體的質量，Md為解耦盤及其附連液體的質量，Ai、Ad分別為慣性通道橫截面積和解耦盤的面積，Bi為慣性通道對其中液體流動的速度阻尼系數，大小取決于液體的粘度、慣性通道的形狀和壁面的粗糙度等，Bd為液體對解耦盤運動的速度阻尼系數，大小取決于液體的粘性、解耦盤結構尺寸等。

由液體的連續方程可得［7，8，10］:

由液體的動量方程可得:

傳遞到固定端的力F(t)為:

對式(4～8)進行傅里葉變換可得液阻懸置的復剛度:

在低頻大振幅激勵下，令Qd=0，得到液阻懸置的復剛度為［10］:

由于橡膠底膜主要起密封作用，且橡膠底膜的厚度很薄(2.5 mm)，因此，下液室的體積剛度K2很小，可以忽略不計。令K2=0，可得:

半主動液阻懸置集總參數模型動特性仿真時所需的一些幾何參數，如慣性通道的橫截面積，解耦盤的面積等較容易測得，對于形狀比較規則的慣性通道，其中液體的質量或者慣性系數可以通過計算的方法得到;可以由流體力學中的一些經驗公式計算得到慣性通道對其中液體流動的流量阻尼系數和液體對解耦盤運動的流量阻尼系數，但往往不夠準確;橡膠主簧體積剛度是液阻懸置動特性仿真時的一個重要參數，一般通過通過實驗的方法得到［8，9］。

圖7為利用公式(9)和(10)計算得到的半主動液阻懸置在振幅1.0 mm下的動態特性和實驗值的對比曲線，計算所用的參數為:Kr=1.86e5 N/m，Br=0.236 Ns/m，Ap=0.0073 m2，Ii=8.506e5 kg/m4，Ri=2.61e7 Ns/m5，K1=1.36e9 N/m5，K'1=4.22e9 N/m5。由圖可見，電磁閥通、斷電狀態下計算的動剛度值、滯后角峰值與峰值頻率等與實驗值基本吻合，證明了文中所建立的半主動液阻懸置集總參數模型的正確性。

圖7 半主動液阻懸置動特性計算值與實驗值對比(激振振幅:1 mm)Fig.7 SEM dynamic characteristics comparisons between test and calculation under 1.0mm amplitude excitation

3 半主動液阻懸置在汽車動力總成懸置系統中的應用

對圖8所示的一動力總成安裝了半主動液阻懸置的汽車分別進行怠速、100km/h巡航與2－Poster大振幅掃頻試驗。汽車在正常怠速工況下，半主動懸置電磁閥斷電，懸置呈現小剛度小阻尼特性;在正常行車工況下，若發動機轉速高于設定值(如900 r/min)，則電磁閥通電，懸置呈現大剛度大阻尼特性。

圖8 半主動液阻懸置在動力總成懸置系統中的應用Fig.8 SEM application in powertrain mounting system

由圖9可見在發動機怠速工況下由于半主動液阻懸置電磁閥斷電時懸置表現的小剛度、小阻尼特性，有利于隔振，因而對應的駕駛員座椅Z向振動最小;電磁閥通電時懸置表現的大剛度、大阻尼特性不利于發動機隔振，因此其座椅Z向振動最大;而被動式液阻懸置與半主動液阻懸置通電狀態的動特性類似，故其座椅Z向振動也偏大。

由圖10可知100km/h巡航工況，當電磁閥通電時由于半主動懸置呈現通電狀態下的大剛度、大阻尼特性，大剛度有利于控制動力總成位移，大阻尼有利于衰減路面的低頻激勵，因此所對應的駕駛員座椅Z向振動最小;電磁閥斷電狀態下懸置表現小剛度、小阻尼特性既不利于控制動力總成位移，也不利于衰減路面激勵，故座椅振動最大;被動式液阻懸置的動剛度與阻尼介于半主動懸置電磁閥通、斷電狀態之間，故對應的座椅振動也介于兩者之間。

圖11為模擬汽車低速通過粗糙路面工況在室內NVH試驗室進行的2－Poster臺架前輪掃頻試驗，試驗結果與汽車巡航工況所對應的駕駛員座椅Z向振動變化趨勢一致。

從上述整車NVH試驗結果看，采用半主動懸置時駕駛員座椅Z向振動加速度峰值可降低50%以上，大大改善了車內振動水平。

圖9 怠速駕駛員座椅Z向振動Fig.9 Driver’s seat rail vibration in Z direction at Idle

圖10 100km/h巡航工況駕駛員座椅Z向振動Fig.10 Driver’s seat rail vibration in Z direction at 100 KPH cruise

圖11 2－Poster大振幅(2 mm)掃頻激勵下駕駛員座椅Z向振動Fig.11 Driver’s seat rail vibration in Z direction at 2-Poster with 2.0mm amplitude excitation

4 結論

本文論述了在汽車動力總成懸置系統中半主動液阻懸置的產生背景，實驗測試了一解耦膜剛度可調的液阻懸置的靜動態特性，揭示了半主動液阻懸置在電磁閥斷電、通電狀態的靜動態特性。建立了低頻大振幅激勵下的半主動液阻懸置動特性計算分析的集總參數模型，利用該模型計算分析了一典型半主動液阻懸置的動剛度和滯后角，計算結果和實驗值的對比證明了模型的正確性。最后給出了半主動液阻懸置用于解決汽車怠速、巡航與粗糙路面激勵工況等NVH問題的應用實例。

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