動力總成懸置系統(tǒng)對汽車動力學性能的影響*

宋 康,陳瀟凱,林 逸

(1.北京理工大學機械與車輛學院,北京 100081； 2.北京汽車股份有限公司汽車工程研究院,北京 101300)

2016079

動力總成懸置系統(tǒng)對汽車動力學性能的影響*

宋 康1,陳瀟凱1,林 逸2

(1.北京理工大學機械與車輛學院,北京 100081； 2.北京汽車股份有限公司汽車工程研究院,北京 101300)

在1/4車輛模型的基礎上加入動力總成懸置系統(tǒng)而建立了汽車前軸垂向振動模型，基于該模型分析不同懸置系統(tǒng)設計對系統(tǒng)固有屬性和汽車行駛動力學性能的影響。將線性2自由度汽車模型與動力總成懸置系統(tǒng)相結合，建立3自由度汽車側向動力學模型，應用該模型計算整車在轉向角階躍輸入和角脈沖輸入下的響應，以分析不同懸置系統(tǒng)設計對汽車轉向穩(wěn)態(tài)與瞬態(tài)特性的影響。結果顯示，動力總成懸置系統(tǒng)對車身加速度的影響很大，但對懸架動撓度和車輪動載荷影響很小；隨著懸置系統(tǒng)側向偏頻的升高，汽車的橫擺諧振頻率增高，諧振峰值增大，而相位滯后角的變化很小。

動力總成懸置系統(tǒng)；垂向動力學；側向動力學；固有屬性；瞬態(tài)響應

前言

動力總成懸置系統(tǒng)是影響汽車NVH性能的關鍵子系統(tǒng)，其作用包括隔離動力總成的振動向車身傳遞，控制外部激勵引起的系統(tǒng)振動和沖擊等。

目前，動力總成懸置系統(tǒng)的設計方法已經趨于完善，最常用的有扭矩軸解耦法和彈性軸解耦法[1]。但這類方法在應用中通常假設動力總成安裝于固定的剛性基礎之上，從而忽略了汽車懸架和車身(或車架)等系統(tǒng)彈性的作用。針對該問題，文獻[2]中應用4端參數(shù)技術分析彈性基礎上發(fā)動機懸置的隔振性能，揭示了發(fā)動機懸置振動傳遞率曲線在高頻下上揚的原因。文獻[3]和文獻[4]中采用有限元分析和試驗測試得到的模態(tài)信息來表征底盤的彈性，動態(tài)響應結果顯示，車架彈性對怠速振動和作用力傳遞有著重要影響。文獻[5]中研究了懸置系統(tǒng)在整車環(huán)境下的分析和優(yōu)化問題。文獻[6]中擴展了扭矩軸解耦理論，使之適用于懸置系統(tǒng)安裝在彈性基礎上的解耦設計。上述文獻主要討論了外部彈性因素對動力總成懸置系統(tǒng)的影響，最終的研究對象和所得結論仍局限于懸置系統(tǒng)本身。但是，動力總成是除車身以外的最大集中質量體，如果不對其進行合理約束，就有可能造成車身的振動加劇等問題[7]。對此，文獻[8]中提出可通過合理配置懸置系統(tǒng)的側傾頻率和跳動頻率來降低車身和轉向盤等處的振動水平。除了將動力總成作為吸振器，文獻[9]中還指出車輛的行駛和操縱性能也受到懸置系統(tǒng)調校的影響。雖然現(xiàn)有文獻已經對懸置系統(tǒng)與汽車動力學性能的關系有所涉及，但是并未對此問題展開進一步的分析，而所得出的少數(shù)結論也僅停留在定性分析階段。

本文中針對動力總成懸置系統(tǒng)對汽車動力學性能的影響，分別建立了汽車前軸垂向振動模型和3自由度汽車側向動力學模型，并基于所建模型分別分析了懸置系統(tǒng)對汽車垂向和側向動力學性能的影響。

1 動力總成懸置系統(tǒng)對汽車垂向動力學性能的影響

解耦設計是動力總成懸置系統(tǒng)設計的重要內容，經過解耦的系統(tǒng)具有各向獨立的振動，能為系統(tǒng)的分析與設計帶來便利。假設動力總成懸置系統(tǒng)在垂向的振動完全解耦，并且動力總成的質心近似位于前軸上方，那么將懸置系統(tǒng)和1/4車輛模型相結合建立的汽車前軸振動模型如圖1所示。

模型中，mp為動力總成的質量，200kg；km和cm分別為懸置系統(tǒng)垂向剛度和阻尼；mb為車身質量，767.31kg；ks和cs分別為懸架的剛度和阻尼；mu為非簧載質量，42.81kg；kt為輪胎垂向剛度，254N/mm；q為地面位移輸入；F為動力總成的不平衡慣性力；zp，zb和zu分別為動力總成、車身和非簧載質量的位移，m。對比1/4車輛模型，該模型中的簧載部分由動力總成和車身兩部分構成。

建立系統(tǒng)的運動方程：

(1)

其中：

廣義坐標向量z=(zpzbzu)T

質量矩陣m=diag(mpmbmu)

激勵向量Q=(Fq)T。

1.1 懸置系統(tǒng)對系統(tǒng)固有屬性的影響

確定動力總成懸置系統(tǒng)固有頻率的分布范圍的原則是根據(jù)發(fā)動機的怠速轉速、結構類型和隔振設計要求確定系統(tǒng)頻率的上限；根據(jù)整車其他子系統(tǒng)的頻率配置確定系統(tǒng)頻率的下限。以怠速轉速600r/min為例，4缸、6缸和8缸發(fā)動機的怠速激振頻率分別為20，30和40Hz，因此，按照有效隔振設計要求確定的系統(tǒng)頻率分布上限分別為14.14，21.21和28.28Hz。根據(jù)不同車型整車各子系統(tǒng)的頻率配置，一般將懸置系統(tǒng)的頻率下限確定為5～6Hz。

在分析或設計動力總成懸置系統(tǒng)的固有屬性時，一般將系統(tǒng)以下的安裝固定部分簡化為無運動的剛體(相當于直接固定在大地上)。雖然系統(tǒng)整體頻率分布的可行范圍已確定，但具體到系統(tǒng)的每階頻率卻須要根據(jù)隔振、承重等設計要求制定詳細的分布區(qū)間。以垂向振動頻率為例，如果不考慮懸置系統(tǒng)具體結構的限制，那么該階頻率在理論上可配置為由第1階頻率至第6階頻率中的任一階。因此，該階頻率的理論分布區(qū)間即為系統(tǒng)頻率分布的可行范圍。

借用1/4車輛模型中偏頻的概念，將剛性固定基礎假設下的懸置系統(tǒng)頻率稱為偏頻，以區(qū)別于根據(jù)圖1振動模型計算得到的懸置系統(tǒng)固有頻率(彈性安裝基礎)。在小阻尼條件下，系統(tǒng)無阻尼固有頻率和阻尼固有頻率相差不大。因此，忽略阻尼的影響，懸置系統(tǒng)的垂向偏頻ωp定義為

(2)

假定動力總成的質量mp不變，則懸置系統(tǒng)的偏頻ωp與懸置剛度km有簡單的一一對應關系。

為觀察彈性基礎對系統(tǒng)各階固有頻率，尤其是懸置系統(tǒng)垂向固有頻率的影響，將簧載質量的偏頻引入振動模型。對于該模型，忽略懸架阻尼的影響，簧載質量的偏頻ωs定義為

(3)

同樣，假定動力總成的質量mp和車身的質量mp不變，簧載質量的偏頻ωs與懸架剛度ks也有簡單的一一對應關系。

根據(jù)上述分析，假定懸置系統(tǒng)垂向偏頻的理論分布范圍是[5，30]Hz，同時選擇簧載質量偏頻的水平分別為0.8，0.9，1.0，1.1和1.2Hz。忽略系統(tǒng)中所有阻尼的影響，在每個水平的簧載質量偏頻下，分析懸置偏頻的變化對振動系統(tǒng)各階固有頻率的影響。結果分別如圖2～圖4所示。

圖2 懸置偏頻對懸置系統(tǒng)固有頻率的影響

圖3 懸置偏頻對車身固有頻率的影響

圖4 懸置偏頻對非簧載質量固有頻率的影響

由圖2可見，在懸置系統(tǒng)偏頻的整個變化范圍內，計算得到的懸置系統(tǒng)固有頻率(第2階頻率)均大于對應的偏頻值；同時，簧載質量偏頻的變化對懸置系統(tǒng)的固有頻率幾乎沒有影響。這說明，在計算懸置系統(tǒng)的固有頻率時，剛性固定基礎的假設并不準確，懸置系統(tǒng)以下的彈性安裝基礎對系統(tǒng)的固有頻率有著一定的影響，但該影響對簧載質量偏頻或懸架剛度的變化不敏感。

在簧載質量偏頻等于0.8Hz的條件下，懸置系統(tǒng)偏頻取5,10和15Hz時的系統(tǒng)第2階模態(tài)向量分別為[0.96，-0.25，-0.09]，[0.96，-0.25，-0.09]和[0.97，-0.25，0.03]。這說明，在系統(tǒng)發(fā)生第2階固有振動時，動力總成與車身反向運動，因而導致懸置系統(tǒng)的固有頻率大于偏頻值。另外，隨著偏頻的增高，懸置系統(tǒng)的剛度值不斷增大，而動力總成與車身在固有振動中的幅值比卻基本保持不變，這將使懸置系統(tǒng)的固有頻率與偏頻之差逐漸增大。計算結果顯示，該差值在偏頻取5，10和15Hz時分別為0.63，1.23和1.85Hz。

由圖3可見，對于所有水平的簧載質量偏頻，懸置系統(tǒng)偏頻的變化對車身固有頻率(第1階頻率)幾乎沒有影響。當懸置系統(tǒng)偏頻等于5Hz的條件下，簧載質量偏頻取0.8，0.9和1.0Hz時的系統(tǒng)第1階模態(tài)向量分別為[0.71，0.70，0.06]，[0.72，0.69，0.08]和[0.72，0.69，0.09]。這表明，在系統(tǒng)發(fā)生第1階固有振動時，動力總成與車身幾乎同向、同幅值振動，因此可將二者看作一個剛體；同時，由于非簧載質量與車身也是同向振動，故車身部分的固有頻率要小于簧載質量的偏頻。

由圖4可見，在簧載質量偏頻的整個變化范圍內，除13Hz外，懸置系統(tǒng)偏頻的變化對非簧載質量的固有頻率(第3階頻率)幾乎沒有影響。這說明，對于所有水平的簧載質量偏頻，非簧載質量的偏頻大約為13Hz。因此，當懸置系統(tǒng)的偏頻位于13Hz附近時，動力總成和非簧載質量在系統(tǒng)發(fā)生第3階固有振動時有較強的耦合作用，從而引起非簧載質量的固有頻率發(fā)生較大的波動。所以，動力總成懸置系統(tǒng)的垂向頻率應避開非簧載質量的頻率，以避免二者之間較強的耦合。

1.2 懸置系統(tǒng)對垂向動力學性能的影響

對于1/4車輛模型，垂向動力學性能的評價指標通常是車身加速度、懸架動撓度和車輪動載荷。車身加速度直接反映了乘坐舒適性的優(yōu)劣；懸架動撓度關系到懸架限位塊起作用的頻率，從而間接影響乘坐舒適性；車輪動載荷表征了輪胎接地力的變化情況，與汽車操縱穩(wěn)定性關系密切。

在本文中，由于模型中引入了動力總成懸置系統(tǒng)，故車身加速度的含義與1/4車輛模型不同。新模型可直接采用車身的加速度，而1/4車輛模型的車身加速度實質上是簧載質量的加速度。懸架動撓度與車輪動載荷的定義與1/4車輛模型相同。

假定動力總成懸置系統(tǒng)垂向偏頻的理論分布范圍是[5，30]Hz，阻尼比的理論分布范圍是[0.01，0.3]。在車速為90km/h，C級路面輸入的條件下,分析二者的變化對汽車垂向動力學性能的影響，結果分別如圖5～圖7所示。

圖5 懸置系統(tǒng)的偏頻和阻尼比對車身加速度的影響

圖6 懸置系統(tǒng)的偏頻和阻尼比對懸架動撓度的影響

圖7 懸置系統(tǒng)的偏頻和阻尼比對車輪動載荷的影響

假設汽車垂向動力學性能的第i個評價指標為PIi，則該指標的均方值為

(4)

由式(4)可知，性能指標PIi的均方值與Gq(n0)和u的乘積成正比，因此，當Gq(n0)和/或u增大時，均方值的計算結果都是在原始結果的基礎上乘以某個系數(shù)而得到的。由于Gq(n0)和u表征了汽車的行駛工況，因此可知行駛工況的變化不會對分析結果產生影響，系統(tǒng)分析可在任意工況下進行。

由圖5可知，當阻尼比較低時，隨著懸置系統(tǒng)偏頻的增高，車身加速度呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢，最大值大約出現(xiàn)在偏頻13Hz處。根據(jù)第1.1節(jié)中的分析可知，當懸置系統(tǒng)的偏頻取13Hz時，動力總成的運動與非簧載質量的運動有著較強的耦合。因而，當懸置系統(tǒng)的偏頻接近非簧載質量的頻率時，汽車的乘坐舒適性和動力總成在垂向的運動控制都將受到不利影響。當阻尼比較高時，隨著懸置系統(tǒng)偏頻的增高，車身加速度呈現(xiàn)平滑下降的趨勢。當偏頻高于15Hz后，車身加速度處于較低的水平，變化趨勢不再明顯。對于任意的懸置系統(tǒng)偏頻，隨著阻尼比的增大，車身加速度呈現(xiàn)平滑下降的趨勢。但當偏頻取值較小時，下降趨勢較為明顯；而當偏頻取值較大時，下降趨勢則不很明顯。

由圖6可知，當懸置系統(tǒng)的偏頻取值較小而阻尼較大時，懸架動撓度達到最小值；當偏頻取值大于15Hz后，懸架動撓度基本不再發(fā)生變化。但在懸置系統(tǒng)偏頻和阻尼比的整個變化范圍內，懸架動撓度很小，最大值與最小值之差僅為0.03mm。因此，懸置系統(tǒng)對懸架動撓度的影響較小。

由圖7可知，懸置系統(tǒng)對車輪動剛度的影響與車身動撓度基本相同。但是，與懸架動撓度相似，在懸置系統(tǒng)偏頻和阻尼比的整個變化范圍內，車輪動剛度的變化范圍也很小，最大值與最小值之差僅為5.53N。因此，懸置系統(tǒng)對車輪動剛度的影響也較小。

2 動力總成懸置系統(tǒng)對汽車側向動力學性能的影響

假設動力總成懸置系統(tǒng)在縱向和側向的振動完全解耦，且動力總成的質心近似位于前軸上方，將線性2自由度汽車模型(自行車模型)與動力總成懸置系統(tǒng)相結合，建立汽車3自由度側向動力學模型，如圖8所示。

圖8 汽車3自由度側向動力學模型

圖9 汽車各點速度關系

假設汽車沿x軸方向的速度保持恒定，則可忽略動力總成相對車身的縱向運動，而只考慮其側向運動。汽車質心速度、前軸速度(動力總成)和后軸速度的關系如圖9所示，三者在x軸方向的投影均為u。

建立汽車3自由度側向動力學模型的運動方程：

(5)

式中:mp為動力總成的質量，kg；m和I分別為以車身為主體的汽車其他子系統(tǒng)的總質量和通過質心繞垂直軸的轉動慣量，kg和kg·m2；k1和k2分別為前軸和后軸的側偏剛度，N/rad；a,b和l分別為其他子系統(tǒng)的質心至前軸軸線、后軸軸線和動力總成質心沿x方向的距離，m；k和c分別為懸置系統(tǒng)在側向的剛度和阻尼；u和v分別為汽車在x軸、y軸方向的速度分量，m/s；ω為汽車橫擺角速度，rad/s；yp為動力總成相對車身的側向位移，m。

在2自由度模型中，假設整車的質量為M，繞z軸的轉動慣量為I0。當模型中引入動力總成懸置系統(tǒng)后，整車可分為兩部分：一部分是動力總成；另一部分是以車身為主體的汽車其他子系統(tǒng)。根據(jù)直接測得的整車與動力總成的質量和轉動慣量，計算3自由度模型中車身的質量、轉動慣量和質心位置。

具體步驟如下所述。

(1)質量相等原則：

M=m+mp

(6)

(2)轉動慣量相等原則(忽略動力總成繞通過其質心的z軸的轉動慣量)：

I0=m(a-A)2+I+mp(l-a+A)2

(7)

式中A為整車質心至前軸沿x方向的距離(由于動力總成前置，故A要小于a)。

(3)前、后軸質量分配相等原則。以后軸質量為例：

(8)

式中L為軸距。

根據(jù)式(6)～式(8)計算得

式中λ為動力總成與整車的質量比，λ=mp/M。

模型中各參數(shù)的數(shù)值如表1所示。

表1 汽車3自由度側向動力學模型參數(shù)值

2.1 角階躍輸入下的汽車瞬態(tài)與穩(wěn)態(tài)響應分析

根據(jù)國家標準《GB/T 6323—2014汽車操縱穩(wěn)定性試驗方法》，在汽車前輪上施加角階躍輸入以進行瞬態(tài)響應試驗。

試驗車速按照汽車最高車速的70%確定，為140km/h；階躍輸入的最終轉角按照汽車穩(wěn)態(tài)側向加速度為4m/s2確定；在時間為1s時開始施加階躍輸入，施加過程歷時0.3s。

汽車橫擺角速度的時域響應曲線如圖10所示，圖中對比了懸置系統(tǒng)的側向偏頻為5和20Hz及原始2自由度模型的橫擺角速度響應曲線。

圖10 轉向階躍輸入下的橫擺角速度響應

由圖10可見，懸置系統(tǒng)偏頻為5和20Hz時的橫擺角速度響應曲線相差不大，但二者與2自由度模型的響應曲線卻有明顯的差別。說明懸置系統(tǒng)偏頻在可行范圍內的變化對汽車橫擺角速度響應的影響很小；但是，懸置系統(tǒng)的引入卻對汽車橫擺角速度響應有著較為明顯的影響，2自由度模型橫擺角速度響應的最大值大于3自由度模型。因此，為能更精確地預測汽車對轉向輸入的響應，必須考慮動力總成懸置系統(tǒng)的影響。

汽車在轉向角階躍輸入下的穩(wěn)態(tài)響應是等速圓周運動。由圖10還可見，各曲線在2s以后均趨于穩(wěn)定，且最終的穩(wěn)態(tài)值也相同。穩(wěn)態(tài)橫擺角速度增益與車速、整車質量、質心位置和輪胎側偏剛度有關，而2自由度模型與3自由度模型在這些方面均相同，因此懸置系統(tǒng)的引入不會對汽車的穩(wěn)態(tài)特性產生影響。

根據(jù)橫擺角速度的響應曲線計算響應時間、峰值響應時間和超調量(各指標定義參考測試標準)，結果如圖11所示。由圖11中可見，懸置系統(tǒng)偏頻的變化對響應時間和峰值響應時間都沒有產生明顯的影響。由于記錄時間的最小分辨率為0.001s，故響應時間和峰值響應時間的變化曲線沒有呈現(xiàn)出比較直觀的變化趨勢。超調量的曲線顯示，在懸置系統(tǒng)的偏頻由6Hz增高的過程中，超調量呈現(xiàn)緩慢增大的趨勢，但是15Hz以后超調量趨于穩(wěn)定。當懸置系統(tǒng)的偏頻由5Hz增大至6Hz時，超調量有所下降。出現(xiàn)該現(xiàn)象的原因是當懸置系統(tǒng)的偏頻較低時，動力總成會產生相對車身的幅值較大的振動，該振動與車身響應有著較強的耦合，使橫擺角速度響應曲線出現(xiàn)微小的“高頻”(相對汽車橫擺固有頻率而言)波動，增大了響應的最大值，從而造成超調量增大。

圖11 轉向階躍輸入下的各項性能指標

對于原始的2自由度模型，根據(jù)橫擺角速度響應計算得到的響應時間、峰值響應時間和超調量分別為0.14s，0.301s和15.90%。前兩者相對3自由度模型變化不大，而超調量相對3自由度模型卻明顯增大。

2.2 角脈沖輸入下的汽車瞬態(tài)響應分析

根據(jù)國家標準《GB/T 6323—2014汽車操縱穩(wěn)定性試驗方法》，在汽車前輪上施加角脈沖輸入以進行瞬態(tài)響應試驗。

試驗車速按照汽車最高車速的70%確定為140km/h；脈沖輸入的最大轉角按照汽車側向加速度的最大值確定為4m/s2；在時間為1s時開始施加階躍輸入，施加過程歷時0.3s。

對汽車的轉向輸入和橫擺角速度響應分別進行傅立葉變換，然后根據(jù)二者的比值計算得到橫擺角速度的頻率響應特性。汽車橫擺角速度的頻率響應曲線如圖12所示，圖中給出了懸置系統(tǒng)偏頻為5和20Hz時及原始2自由度模型的橫擺角速度頻率響應曲線。根據(jù)橫擺角速度的頻率響應曲線計算諧振頻率、諧振峰值和相位滯后角(各指標定義參考標準《QC/T 480—1999汽車操縱穩(wěn)定性指標限值與評價方法》)，結果如圖13所示。

圖12 汽車橫擺角速度頻率響應曲線

圖13 轉向脈沖輸入下的各項性能指標

由圖12可知，當懸置系統(tǒng)的偏頻由5升至20Hz時，橫擺角速度的頻響曲線變化不大，但是二者與2自由度模型的計算結果有著明顯的差別。當轉向輸入頻率較低時，2自由度模型和3自由度模型的橫擺角速度增益相差不大；當轉向輸入頻率接近系統(tǒng)的諧振頻率時，兩個模型橫擺角速度增益的差別最大。至于相位滯后角，當頻率小于0.8Hz時，2自由度模型的滯后角(本文中如不作特殊說明，均指絕對值)略小于3自由度模型；而當激勵頻率大于0.8Hz時，2自由度模型的滯后角大于3自由度模型，且二者之差隨著頻率的增大而加大，說明2自由度模型對低頻轉向輸入的響應更快，而3自由度模型對高頻轉向輸入的響應更快。

由圖13可見，隨著懸置系統(tǒng)偏頻的升高，諧振頻率、諧振峰值和相位滯后角均呈現(xiàn)逐漸增大的趨勢。但當偏頻大于15Hz后，增大的勢頭趨于平緩。橫擺角速度響應的諧振頻率一般要求越大越好，因此設計中應將懸置系統(tǒng)的側向頻率配置得高一些；但是，隨著偏頻的升高，諧振峰值也逐漸增大，這與該指標的理想設計要求相悖；雖然相位滯后角隨偏頻呈現(xiàn)增大趨勢，但變化很小。

對于原始的2自由度模型，根據(jù)橫擺角速度頻率響應曲線計算得到的諧振頻率、諧振峰值和相位滯后角分別為1.04Hz，1.74dB和-23.65°。相對3自由度模型，3項指標均出現(xiàn)了明顯的變化。

3 結論

(1)在懸置系統(tǒng)垂向偏頻的合理變化范圍內，懸置系統(tǒng)的固有頻率均大于對應的偏頻值，車身和非簧載質量的固有頻率幾乎不發(fā)生變化；在簧載質量偏頻的合理變化范圍內，懸置系統(tǒng)的固有頻率幾乎不變化。

(2)當懸置系統(tǒng)的垂向阻尼較低時，車身加速度隨系統(tǒng)垂向偏頻的升高呈現(xiàn)出先增大后減小的變化趨勢；當懸置系統(tǒng)的垂向阻尼較高時，車身加速度隨系統(tǒng)垂向偏頻的升高呈現(xiàn)出平穩(wěn)減小的變化趨勢；當懸置系統(tǒng)的頻率接近非簧載質量的頻率且系統(tǒng)垂向阻尼較小時，車身加速度最大；懸置系統(tǒng)的垂向偏頻和阻尼對懸架動撓度和車輪動載荷的影響很小。

(3)為了更加準確地預測汽車對轉向輸入的響應，有必要考慮動力總成懸置系統(tǒng)的影響。

(4)對于汽車在轉向角階躍輸入下的橫擺角速度響應，懸置系統(tǒng)側向偏頻的變化對響應時間、峰值響應時間和超調量的影響不大；但當懸置系統(tǒng)的側向偏頻較低時，動力總成的側向運動與車身的橫擺運動會產生較強的耦合進而引起橫擺角速度的超調量增大。

(5)隨著懸置系統(tǒng)側向偏頻的升高，整車的橫擺諧振頻率有增高的趨勢，但同時會伴隨諧振峰值的增大；相位滯后角雖有增大的趨勢，但變化很小。

[1] JEONG T, SINGH R. Analytical Methods of Decoupling the Automotive Engine Torque Roll Axis[J]. Journal of Sound and Vibration, 2000, 234(1):85-114.

[2] 史文庫，林逸，張建文，等．考慮彈性基礎的發(fā)動機懸置隔振特性分析[J]．內燃機學報，1998，16(2)，232-237.

[3] KIM J, JHO S, YIM H.Influence of Chassis Flexibility on Dynamic Behavior of Engine Mount Systems[C]． SAE Paper 942269.

[4] KIM J H, LEE J M. Elastic Foundation Effects on the Dynamic Response of Engine Mount Systems[J]. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Part D: Journal of Automobile Engineering, 2000, 214(D1): 45-53.

[5] 王峰，靳永軍，張建武．基于整車模型的動力總成懸置振動仿真及優(yōu)化[J]．振動與沖擊，2008，27(4)：134-138.

[6] HU J F, SINGH R.Improved Torque Roll Axis Decoupling Axiom for a Powertrain Mounting System in the Presence of a Compliant Base[J].Journal of Sound and Vibration,2012,331(7):1498-1518.

[7] Timpner F F.Design Consideration in Engine Mounting[C]. SAE Paper 650093.

[8] GECK P E, PATTON R D.Front Wheel Drive Engine Mount Optimization[C]. SAE Paper 840736.

[9] AKANDA A, ADULLA C. Application of Evolutionary Computation in Automotive Powertrain Mount Tuning[J]. Shock and Vibration, 2006, 13(2): 85-102.

Effect of Powertrain Mounting System on Dynamics Performances of Vehicle

Song Kang1, Chen Xiaokai1& Lin Yi2

1.SchoolofMechanicalEngineering,BeijingInstituteofTechnology,Beijing100081;2.BeijingAutomotiveTechnologyCenter,BAICMotorCorporationLtd.,Beijing101300

Powertrain mounting system (PMS) is added on a 1/4 vehicle model to form a vertical vibration model for vehicle front axle, based on which the effects of different designs of PMS on the natural properties of system and the driving dynamic performance of vehicle are analyzed. Meanwhile, a 2 DOF linear vehicle model is combined with PMS to build a 3 DOF vehicle lateral dynamic model, with which the vehicle responses to both the step and pulse input of steering angle are calculated to analyze the effects of different designs of PMS on both the steady state and transient steering characteristics of vehicle. The results indicate that PMS has significant effects on vehicle body acceleration, but only has a trivial effect on the dynamic deflection of suspension and the dynamic load of wheel. With the increase in lateral partial frequency of PMS, yaw resonance frequency rises, resonance peak goes up but phase angle only has little change.

powertrain mounting system; vertical dynamics; lateral dynamics; natural properties; transient response

*國家自然科學基金(51275040)資助。

原稿收到日期為2015年1月16日。