微型汽車3缸發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)匹配設(shè)計(jì)

王景蓉 李元寶

（中國(guó)第一汽車股份有限公司技術(shù)中心）

微型汽車3缸發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)匹配設(shè)計(jì)

王景蓉 李元寶

（中國(guó)第一汽車股份有限公司技術(shù)中心）

從3缸發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)規(guī)律出發(fā)，分析其合理的模態(tài)分布范圍；分析了微型汽車懸置系統(tǒng)的布置型式及其常用懸置結(jié)構(gòu)的特點(diǎn)。針對(duì)某微型汽車匹配3缸發(fā)動(dòng)機(jī)怠速振動(dòng)過(guò)大問(wèn)題，對(duì)其懸置系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析及受力分析。通過(guò)調(diào)整懸置剛度及懸置結(jié)構(gòu)等措施對(duì)懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化，并對(duì)優(yōu)化前后的動(dòng)力總成模態(tài)分布及轉(zhuǎn)向盤振動(dòng)進(jìn)行試驗(yàn)。試驗(yàn)結(jié)果表明，優(yōu)化后的懸置系統(tǒng)解決了3缸發(fā)動(dòng)機(jī)怠速振動(dòng)及轉(zhuǎn)向盤抖動(dòng)問(wèn)題。

1 前言

隨著國(guó)家節(jié)能減排法規(guī)的出臺(tái)及汽車產(chǎn)品降成本的需要，小排量發(fā)動(dòng)機(jī)成為關(guān)注的焦點(diǎn)。與4缸發(fā)動(dòng)機(jī)相比，3缸發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，質(zhì)量輕，易于維修，因此其越來(lái)越多的應(yīng)用于微型汽車上。發(fā)動(dòng)機(jī)是汽車的主要噪聲振動(dòng)源，其振動(dòng)通過(guò)發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)傳遞到車身上。為了降低發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞到車身的振動(dòng)，要求懸置系統(tǒng)剛度低且隔振性能好，同時(shí)出于對(duì)動(dòng)力總成位移的控制，又要求懸置系統(tǒng)具有高剛度[1]。由于3缸發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)情況比4缸發(fā)動(dòng)機(jī)差，因此懸置系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)對(duì)3缸發(fā)動(dòng)機(jī)來(lái)說(shuō)尤為重要。目前，在3缸發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)匹配方面的技術(shù)還未成熟。本文從控制發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)角度出發(fā)，對(duì)某微型汽車的3缸發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行懸置系統(tǒng)匹配設(shè)計(jì)。

2 3缸發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)規(guī)律分析

2.1 3缸發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力學(xué)特性描述

發(fā)動(dòng)機(jī)在工作過(guò)程中，曲柄連桿機(jī)構(gòu)中部件的運(yùn)動(dòng)會(huì)產(chǎn)生慣性力和慣性力矩，其為發(fā)動(dòng)機(jī)最主要的振動(dòng)源之一。對(duì)于每個(gè)氣缸來(lái)說(shuō)，活塞和往復(fù)運(yùn)動(dòng)件在工作中產(chǎn)生往復(fù)運(yùn)動(dòng)的慣性力F，F(xiàn)包括1階慣性力和2階慣性力[2]。

在任一時(shí)刻，對(duì)3個(gè)氣缸的1階慣性力進(jìn)行矢量分解如圖1所示，其中θi（i=1,2,3）為氣缸的曲軸角，曲軸角依次間隔120°。由圖1可知，3缸發(fā)動(dòng)機(jī)的1階、2階慣性力均平衡。

對(duì)慣性力矩進(jìn)行分析可知，3缸發(fā)動(dòng)機(jī)的1階慣性力矩和2階慣性力矩不平衡，由此使發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生前后的俯仰運(yùn)動(dòng)。因此，在對(duì)懸置系統(tǒng)進(jìn)行匹配分析時(shí)，要考慮動(dòng)力總成的俯仰頻率，以避開(kāi)3缸發(fā)動(dòng)機(jī)1階、2階慣性力矩的頻率。

2.2 3缸發(fā)動(dòng)機(jī)的點(diǎn)火頻率

由于氣缸中的氣體是周期性點(diǎn)火，因此曲軸的輸出扭矩也是周期性波動(dòng)的，其頻率與發(fā)動(dòng)機(jī)的點(diǎn)火頻率相同。

對(duì)于3缸發(fā)動(dòng)機(jī)而言，其點(diǎn)火頻率為：

此點(diǎn)火頻率為1.5階次，為發(fā)動(dòng)機(jī)的主要激勵(lì)。在進(jìn)行懸置系統(tǒng)匹配時(shí)，為了達(dá)到隔振效果，動(dòng)力總成繞曲軸方向的固有頻率必須低于此頻率的[1]。

3 微型汽車懸置系統(tǒng)布置及型式

目前微型汽車多采用動(dòng)力總成縱置后驅(qū)型式，對(duì)于縱置式發(fā)動(dòng)機(jī)，常采用3點(diǎn)承載式設(shè)計(jì)，即3個(gè)懸置分別布置在動(dòng)力總成質(zhì)心左、右和變速器輸出軸端，如圖2所示。

縱置式3缸發(fā)動(dòng)機(jī)的3個(gè)懸置均承載，但是由于動(dòng)力總成的質(zhì)心位置，前兩個(gè)懸置靠近質(zhì)心，承受的質(zhì)量較大。在整車縱向上，由于懸置類型的限制，前兩個(gè)懸置的縱向剛度較小，因此針對(duì)急加速和急減速等工況則需要由后懸置進(jìn)行限位，此時(shí)后懸置主要起到輔助支撐及縱向限位的作用。

從成本考慮，微型汽車常采用橡膠懸置，主要有復(fù)合型懸置和壓縮型懸置兩種型式。復(fù)合型懸置通常做成襯套式，壓縮型懸置通常做成方形。兩種懸置如圖3和圖4所示，其中U、V、W表示懸置的彈性主軸方向，方向定義時(shí)將懸置安裝在整車上，彈性主軸坐標(biāo)系盡量接近整車坐標(biāo)系。

復(fù)合型懸置與壓縮型懸置的區(qū)別主要在于其3個(gè)方向的剛度比例。在進(jìn)行懸置系統(tǒng)剛度匹配時(shí)，需加以考慮，防止懸置結(jié)構(gòu)無(wú)法實(shí)現(xiàn)。

微型汽車動(dòng)力總成前懸置常用的布置型式有平置式和斜置式。平置式布置時(shí)，左、右懸置通常采用復(fù)合型懸置，其分別用左、右懸置支架與車架連接，為吊掛式布置。斜置式布置時(shí)左、右懸置通常采用壓縮型懸置，用懸置梁與車架連接，為托梁式布置。后懸置多采用復(fù)合型懸置。

前懸置平置式布置時(shí)動(dòng)力總成垂直方向振動(dòng)控制的較好，但側(cè)傾振動(dòng)較大，因此常采用斜置式布置，通過(guò)調(diào)整懸置角度來(lái)調(diào)整彈性中心，有利于降低側(cè)傾頻率，獲得較好的隔振效果[3，4]。

4 某3缸發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)優(yōu)化

4.1 原懸置系統(tǒng)振動(dòng)分析

4.1.1 模態(tài)分析

某微型汽車采用縱置式3缸發(fā)動(dòng)機(jī)，原懸置系統(tǒng)3點(diǎn)支撐，3個(gè)懸置均采用復(fù)合型懸置，布置示意如圖5所示。

3個(gè)懸置的剛度如表1所列。

表1 原懸置剛度 N/mm

對(duì)動(dòng)力總成進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn)分析，得到動(dòng)力總成的剛體模態(tài)如表2所列。

表2 動(dòng)力總成模態(tài)分布

動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的側(cè)傾振動(dòng)模態(tài)尤為重要，由試驗(yàn)結(jié)果可以看出：

a.動(dòng)力總成的缸體模態(tài)頻率分布較廣，為5.08～23.96 Hz，而頻率分布越廣對(duì)整車越不利，容易與整車其它部件產(chǎn)生共振。通常情況下，頻率盡量分布在6～14 Hz。

b.側(cè)傾模態(tài)和橫擺模態(tài)同時(shí)存在于16.55 Hz和23.96 Hz處，這兩個(gè)模態(tài)產(chǎn)生了振動(dòng)耦合。對(duì)于該發(fā)動(dòng)機(jī)，怠速轉(zhuǎn)速850 r/min，怠速激勵(lì)頻率為21.25 Hz。側(cè)傾模態(tài)在23.96 Hz，接近怠速的共振頻率，容易產(chǎn)生共振。

4.1.2 懸置受力分析

根據(jù)各懸置剛度，理論上頻率分布不會(huì)達(dá)到23.96 Hz。現(xiàn)對(duì)動(dòng)力總成靜態(tài)時(shí)懸置的受力情況及壓縮量進(jìn)行分析，各懸置受力及位移如表3和表4所列，其中負(fù)值表示沿坐標(biāo)軸負(fù)向。

表3 各懸置受力 N

表4 各懸置的位移 mm

由于懸置剛度為非線性，根據(jù)試驗(yàn)得到左、右懸置W向的剛度曲線如圖6和圖7所示。

由圖6和圖7可以看出，兩個(gè)懸置在W負(fù)向13 mm處達(dá)到限位，此時(shí)剛度會(huì)急劇增大。根據(jù)懸置的受力分析可以看出，動(dòng)力總成靜止時(shí)，左、右懸置在W負(fù)向變形分別為12.7 mm和12.8 mm，基本達(dá)到限位，此時(shí)懸置剛度增大，非設(shè)計(jì)剛度。

由此得出，復(fù)合型懸置靜剛度過(guò)小，導(dǎo)致受力變形過(guò)大，使懸置在非線性剛度段工作，懸置剛度增加，從而引起動(dòng)力總成的某幾階模態(tài)頻率增加。

4.1.3 主觀評(píng)價(jià)

經(jīng)主觀評(píng)價(jià)，采用該套懸置，怠速時(shí)轉(zhuǎn)向盤振動(dòng)較大。

4.2 改進(jìn)方案

為了改變動(dòng)力總成的模態(tài)頻率和懸置在靜態(tài)時(shí)即工作在限位的狀態(tài)，對(duì)懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化。優(yōu)化時(shí)由于整車布置限制，對(duì)懸置位置不做改動(dòng)。

對(duì)懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化時(shí)采用能量解耦法[5]，以動(dòng)力總成各模態(tài)解耦程度為目標(biāo)。由于懸置特性和布置位置的限制，可能無(wú)法實(shí)現(xiàn)完全解耦，應(yīng)盡量保證上下平動(dòng)和側(cè)傾模態(tài)的解耦。以懸置剛度為設(shè)計(jì)變量，將各模態(tài)的頻率分布作為主要約束，并綜合考慮懸置彈性主軸的傾斜角度及各方向的剛度比例。

匹配后的懸置剛度如表5所列。

表5 修改后的懸置剛度 N/mm

經(jīng)理論計(jì)算，能量分布情況如表6所列。

表6 能量分布

從能量分布情況可以看出，動(dòng)力總成側(cè)傾模態(tài)主要集中在11.62 Hz頻率處，其和橫擺模態(tài)耦合較大，但是橫擺方向上無(wú)激勵(lì)，從隔振角度來(lái)說(shuō)，能較好的隔離怠速1.5階的激勵(lì)。

根據(jù)匹配后的懸置剛度，左、右懸置的型式需改為壓縮型懸置，相應(yīng)的布置型式由吊掛式改為托梁式。后懸置無(wú)變化。修改后的懸置系統(tǒng)布置如圖8所示。

更換懸置后，經(jīng)試驗(yàn)得到動(dòng)力總成振動(dòng)模態(tài)如表7所列。

表7 修改后懸置動(dòng)力總成模態(tài)分布

由于理論計(jì)算時(shí)未考慮懸架、車輪及車身等因素的影響，因此與試驗(yàn)結(jié)果會(huì)略有差異。從理論計(jì)算與試驗(yàn)對(duì)比可以看出，二者結(jié)果相近，證明此計(jì)算方法可行。

4.3 結(jié)果對(duì)比

4.3.1 模態(tài)結(jié)果對(duì)比

對(duì)兩種懸置系統(tǒng)的振動(dòng)情況進(jìn)行分析如下。

a.模態(tài)分布：修改后懸置系統(tǒng)的模態(tài)頻率分布更為合理。對(duì)于動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的振型，原懸置系統(tǒng)頻率分布范圍比較廣；修改后的懸置系統(tǒng)頻率則分布在6～14.95 Hz，分布合理。原懸置系統(tǒng)耦合情況比較嚴(yán)重，尤其是23.96 Hz，側(cè)傾、橫擺、俯仰3個(gè)模態(tài)都存在耦合；修改后的懸置在解耦方面有很大改善。

b.側(cè)傾頻率：動(dòng)力總成的主要振動(dòng)來(lái)自于曲軸的輸出扭矩，對(duì)于3缸發(fā)動(dòng)機(jī)而言，怠速時(shí)動(dòng)力總成側(cè)傾點(diǎn)火激勵(lì)頻率為21.25 Hz，如果要達(dá)到隔振效果則側(cè)傾頻率應(yīng)小于15 Hz。原懸置系統(tǒng)下，3缸發(fā)動(dòng)機(jī)的側(cè)傾有16.55 Hz和23.96 Hz兩個(gè)頻率，可以看出這兩個(gè)頻率均不滿足隔振要求。修改后的懸置系統(tǒng)側(cè)傾頻率為13.92 Hz，達(dá)到了隔振要求。

4.3.2 怠速轉(zhuǎn)向盤振動(dòng)對(duì)比

測(cè)量動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)改進(jìn)前、后轉(zhuǎn)向盤的振動(dòng)，得到振動(dòng)情況如表8所列。可知，轉(zhuǎn)向盤的振動(dòng)在各方向都有明顯改善。

表8 怠速工況轉(zhuǎn)向盤振動(dòng)加速度值g

4.3.3 主觀評(píng)價(jià)

經(jīng)主觀評(píng)價(jià)，懸置系統(tǒng)優(yōu)化后，怠速轉(zhuǎn)向盤抖動(dòng)現(xiàn)象消失。

1 龐劍,諶剛,何華.汽車噪聲與振動(dòng)-理論與應(yīng)用.北京:北京理工大學(xué)出版社,2006.

2 Manfred Mitschke,Henning Wallentowitz.汽車動(dòng)力學(xué).陳蔭三,余強(qiáng)譯.北京:清華大學(xué)出版社,2009.

3 呂振華,范讓林,馮振東.汽車動(dòng)力總成隔振懸置布置的設(shè)計(jì)思想論析.內(nèi)燃機(jī)工程,2004,25（3）:37～43.

4 呂振華,范讓林.動(dòng)力總成-懸置系統(tǒng)振動(dòng)解耦設(shè)計(jì)方法.機(jī)械工程學(xué)報(bào),2005,41（4）:49～54.

5 梁天也,史文庫(kù),唐明祥.動(dòng)力總成懸置隔振設(shè)計(jì).噪聲與振動(dòng)控制,2007（6）:39～41.

（責(zé)任編輯晨 曦）

修改稿收到日期為2014年6月1日。

Matching Design of Mount System of Three-cylinder Engine for Mini Vehicle

Wang Jingrong,Li Yuanbao
（China FAW Co.,Ltd R&D Center）

The rational mode distribution range of vibration of 3-cylinder engine is analyzed in the paper.The mount layout type of mini vehicle and the characteristic of the common mount structure are analyzed.To eliminate the excessive idle vibration of 3-cylinder engine for a mini vehicle,modal analysis and stress analysis are made to its mount system.The mount system is optimized by adjusting the mount rigidity and suspension structure,and the optimized powertrain modal distribution and steering wheel vibration are tested.The results of the test show that the optimized mount system eliminates idle vibration and steering wheel jitter of the 3-cylinder engine.

Mini vehicle,Three-cylinder engine,Mount system,Idle vibration

微型汽車 3缸發(fā)動(dòng)機(jī) 懸置系統(tǒng) 怠速振動(dòng)

U463.3

A

1000-3703（2015）03-0009-04