路面激勵下的6700客車動力總成懸置系統(tǒng)性能分析

趙 虎 ，毛世偉 ，辛加運 ，汪 洋 ， 王 浩

（1.江淮汽車股份有限公司技術(shù)中心，合肥 230022，2.合肥工業(yè)大學(xué) 機械與汽車工程學(xué)院，合肥 230009）

某乘用車在樣車測試中發(fā)現(xiàn)發(fā)動機低速行駛時振動較大，經(jīng)分析與發(fā)動機懸置系統(tǒng)匹配有關(guān)，為此對該車型動力總成懸置系統(tǒng)性能進行分析，以明確問題的原因。

汽車動力總成懸置的性能分析工作已經(jīng)開展多年，尤其是自上世紀80年代以來，通過許多學(xué)者的研究積累，逐漸形成了以移頻、解耦和降低動反力為主的基本設(shè)計理念，對于指導(dǎo)企業(yè)進行動力總成懸置系統(tǒng)的匹配分析起到了積極的作用。在以往動力總成懸置系統(tǒng)的設(shè)計、匹配、優(yōu)化中，大多數(shù)工作是基于動力總成自身剛體運動的6自由度模型開展的，主要考察從動力總成到車架的振動傳遞特性［1］。這樣的處理方式對于動力總成懸置系統(tǒng)性能的分析評估還有一定的局限性：未能對路面激勵下動力總成懸置系統(tǒng)的隔振性能進行評價。考慮到汽車是一個復(fù)雜的多體動力學(xué)系統(tǒng)，各部件在低頻路面激勵下的動力學(xué)行為，對懸置系統(tǒng)可能產(chǎn)生較大的影響。

本文以某6700客車動力總成懸置系統(tǒng)為研究對象，對路面激勵下的動力總成懸置系統(tǒng)性能進行了分析，根據(jù)分析結(jié)論提出了懸置系統(tǒng)的改進建議，為進一步改善整車NVH性能提供了依據(jù)。

1 動力總成模型的建立

考慮到動力總成懸置系統(tǒng)的固有頻率一般不高于20 Hz，遠小于動力總成自身結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率，因此可以將動力總成和車架分別定義為剛體。結(jié)合整車平順性7自由度模型，建立該款車型13自由度整車虛擬樣機模型［2］，如圖 1 所示。

對該模型說明如下：

（1）動力總成使用 3點懸置（前 2后 1），通過BUSHING定義與車架之間的約束，懸置件簡化為3個主軸方向的剛度和阻尼。

（2）整車簡化為車身質(zhì)量和非簧載質(zhì)量，懸架具有線性剛度和阻尼特性，用SPRING定義。非簧載質(zhì)量和地面之間的輪胎動態(tài)特性用BUSHING定義。

（3）車身具有Z向平動，繞X軸的側(cè)傾運動，繞Y軸的俯仰運動3個自由度，每個車輪有一個Z向平動自由度，使用Zfl代表左前輪的Z向運動。

2 整車振動模態(tài)及頻率響應(yīng)特性

該車型發(fā)動機是四缸四沖程，怠速為750 rpm。此時Z向二階往復(fù)慣性力頻率為25 Hz；通常懸架系統(tǒng)的偏頻在1 Hz左右，車身共振頻率為1～1.5 Hz［3］，因此，為了獲得良好的隔振效果，動力總成懸置系統(tǒng)固有頻率一般配置在3～18 Hz之間較為合適，并盡可能提高沿Z向平動和繞X軸轉(zhuǎn)動方向的解耦率［4、5］。對整車系統(tǒng)進行模態(tài)分析，分析結(jié)果如表1。

表1 整車系統(tǒng)模態(tài)分析結(jié)果

從表中可以看出，動力總成和車架之間的運動耦合主要體現(xiàn)在第1階模態(tài)（1.114 Hz）和第13階模態(tài)（10.85Hz）。當(dāng)?shù)?階模態(tài)被激發(fā)時，由于車架和動力總成沿Z方向的運動耦合，車架向動力總成的振動傳遞較大，容易引起動力總成出現(xiàn)較大的振動。第13階模態(tài)為動力總成沿Z向振動的主模態(tài)，如果該階模態(tài)被激發(fā)，動力總成的振動能量向車架的傳遞較大，隔振效果變差。在動力總成懸置的設(shè)計中，應(yīng)著重考慮解除該階模態(tài)中動力總成和車架沿Z向的運動耦合。另外，動力總成子系統(tǒng)中，繞Y軸（第7階）與沿Z向（第13階）的耦合較大。考慮到動力總成二階慣性力沿Z向作用，應(yīng)盡可能提高這兩個方向的解耦率以降低沿Z向模態(tài)被激發(fā)的概率。動力總成繞Z軸（第4階）與繞X軸方向（第8階）的耦合也較為嚴重，由于低速下發(fā)動機驅(qū)動反作用轉(zhuǎn)矩是動力總成懸置系統(tǒng)的主要激勵之一，考慮到該激勵的方向也為繞X軸，應(yīng)提高這兩方向上的能量解耦率。

為了進一步考察動力總成主動隔振性能，應(yīng)用幅值為1的諧波激勵對其進行1～50Hz掃頻，得到車架質(zhì)心加速度和右懸置主、被動支點沿Z向加速度頻率響應(yīng)特性，如圖2、圖3所示。可以看出在1.114Hz、10.8Hz分別對應(yīng)著整車第1階模態(tài)和第13階模態(tài)，由于動力總成子系統(tǒng)中，沿Z向和繞Y向的運動耦合，在8.7Hz的激勵下第7階模態(tài)也被激發(fā)。

3 路面隨機激勵下動力總成的響應(yīng)特性

3.1 路面高程隨機序列的構(gòu)建

以B級路面為例，對路面高程隨機序列的構(gòu)建過程簡述如下：

標準的B級路面譜空間頻率為0.011 m-1

式中： n0為參考空間頻率，n0=0.1 m-1，Gq（n0）為參考空間頻率 n0下的路面不平度系數(shù)，Gq（n0）=64×10-6m3，f=nu，頻率區(qū)間為 0.11 Hz

對B 級路面功率譜應(yīng)用諧波疊加法［7、8］，得到的路面高程隨機序列及相應(yīng)的功率譜如圖4、圖5所示。

3.2 懸置系統(tǒng)對B級路面激勵的響應(yīng)特性

動力總成沿Z向位移的大小，從一個側(cè)面體現(xiàn)了懸置件的隔振性能。一般來說，橡膠塊的徑向剛度大，在隨機路面和發(fā)動機的激勵下動力總成的位移就小，但是雙向傳遞的動反力變大，力傳遞率高，隔振效果不明顯；反之則動力總成的相對位移過大，橡膠塊變形大，振動過程中容易和發(fā)動機艙其他部件干涉。所以在在隔振設(shè)計中，應(yīng)對動力總成的位移大小進行合理的控制。通常動力總成沿著Z向動態(tài)位移量不超過5mm，沿X、Y方向的位移盡量不超過3 mm［9］。在 B 級路面激勵下，車速為 10m/s時，動力總成質(zhì)心沿Z向位移響應(yīng)的時間歷程及其功率譜，如圖6，圖7所示。

由于路面的隨機激勵和汽車的振動響應(yīng)均為服從高斯分布的隨機過程，因此在路面隨機激勵下，動力總成質(zhì)心的位移量也為服從高斯分布的隨機信號。這樣，通過該振動信號的均值和均方根值就可以獲得動力總成質(zhì)心響應(yīng)量的概率分布［10］。

計算可得，動力總成質(zhì)心位移的均值與均方根值分別為mz=-0.00013mm，δz=0.1038mm。由于該隨機過程服從高斯分布，動力總成質(zhì)心位移小于3δz=0.3114 mm的概率為99.7%，即動力總成質(zhì)心Z向位移穿越±0.3114mm的概率僅為0.3%［6］。由于動力總成位移較小，可以預(yù)測動力總成的剛度較高，力的傳遞率比較大。由圖7可以看出，動力總成振動的能量主要集中于第1階模態(tài)（1.1 Hz）和第13階模態(tài)（10.8 Hz）。

圖8、圖9為采用車速為10 m/s下的B級路面功率譜模型，應(yīng)用譜分析在ADAMS中獲得的動力總成懸置系統(tǒng)對路面激勵下的頻域響應(yīng)特性［11］。 可以看出，在 8.6 Hz、10.3 Hz 左右路面激勵到動力總成的位移傳遞率較大，隔振性能降低。圖9可以看出，隨著頻率的增加，路面不平度降低，動力總成振動減弱，但是在1.23 Hz、8.8 Hz、10.8 Hz左右卻出現(xiàn)了峰值，進一步印證了模態(tài)分析的結(jié)果。

4 結(jié) 論

對某6700客車在發(fā)動機激勵和路面隨機激勵下的時域、頻域響應(yīng)特性進行了分析，探討了其動力總成懸置系統(tǒng)的正、反向隔振特性。結(jié)果表明，該乘用車低速振動較大的原因是：懸置子系統(tǒng)和車身子系統(tǒng)在Z方向的振動上存在模態(tài)耦合，導(dǎo)致發(fā)動機振動向車身傳遞過大。另一方面，動力總成懸置子系統(tǒng)中沿Z向和繞Y軸方向的運動耦合增加了動力總成沿Z向模態(tài)被激發(fā)的概率。為降低該乘用車的低頻振動，建議解除車架和懸置子系統(tǒng)在Z向的運動耦合，對懸置子系統(tǒng)的繞Y方向和Z向的解耦率也應(yīng)進一步的提高。

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