重型車輛動力總成振動試驗分析與優化研究

胡 健 董慧芳

（巢湖學院，安徽 巢湖 238000）

重型車輛動力總成振動試驗分析與優化研究

胡 健 董慧芳

（巢湖學院，安徽 巢湖 238000）

某重型車輛在發動機轉速為1900 r/min行駛時，動力總成出現異常振動現象，為了找出其原因進行了試驗，并在Adams中建立動力總成懸置系統的動力學模型，計算該車輛懸置系統的六階固有頻率，通過分析得出動力總成異常振動的原因是懸置系統的一階固有頻率和變速箱輔助支承在Y向上的振動峰值頻率（8 Hz）相近，容易產生共振。進一步地，以發動機前懸置安裝角度和變速箱輔助支承的三向靜剛度為設計變量，以固有頻率合理匹配和能量解耦率為目標函數，對懸置系統進行優化。最后通過實車試驗驗證優化后的動力總成主振動方向上振動加速度明顯降低。

動力總成懸置系統；峰值頻率；共振；優化

重型車輛在行駛的過程中，引起車輛振動的振動源主要有兩個，一個是來自行駛路面的隨機激勵，另一個是發動機在工作過程中產生的激勵力[1]。車輛振動過大，不僅會影響到車輛的操縱穩定性和乘坐舒適性，更為嚴重的是，有可能造成結構件疲勞開裂和零部件的損壞等現象，從而影響到車輛行駛的安全性。因此，近幾十年來，國內外研究學者對車輛振動問題進行了大量的研究，提出了很多設計理論和方法。例如，對動力總成懸置元件的動態特性進行研究和合理設計，使懸置元件的動態性能達到最優[2-3]；基于振動理論，通過合理匹配動力總成懸置系統的固有頻率，提高懸置系統在各方向上的振動解耦率[4-7]等。

本文針對某重型車輛在發動機轉速為1900r/min時出現的動力總成異常振動問題進行試驗和分析，并建立動力總成懸置系統的簡化動力學模型，分析懸置系統的固有頻率和各方向上的振動解耦率，對懸置系統的合理性進行了評價，并對懸置系統進行了優化和試驗驗證。

1 原車試驗

1.1 動力總成懸置系統布置形式

如圖1所示，該動力總成懸置系統采用六點支承布置，且呈對稱分布。

圖1 動力總成懸置系統支承點布置

其中發動機采用四點支承的形式，發動機前懸置布置于靠近發動機風扇處的缸體左右兩側下方，前懸置與地面成45°傾角安裝并固定在車架上，發動機后懸置布置于靠近發動機飛輪殼處的左右兩側下方，后懸置與地面平行安裝并固定在車架上，同時變速箱左右輔助支承通過橫梁懸吊變速箱，變速箱輔助支承和懸吊橫梁與地面平行安裝并固定在車架上。

1.2 試驗儀器

采用DEWETRON公司的數據采集系統和振動加速度傳感器。在發動機前后懸置上布置了四個振動加速度傳感器，在變速箱輔助支承的懸吊橫梁中間處布置了一個振動加速度傳感器，對于振動加速度傳感器的（X、Y、Z）三個方向定義如下：X方向為車輛前進方向、Y方向為車輛橫擺方向、Z方向為垂直地面的方向。

2 試驗結果與分析

2.1 各懸置點加速度值

對于各懸置測點采集的振動加速度數據，在采集的數據中截取一段較為平穩的數據，截取時長為1分鐘，對截取的數據加Hanning窗后進行低通濾波處理，求得該段平均加速度均方根值，作為該測點的加速度值。如表1所示。

表1 各測點的平均加速度均方根值

從上表可以得到，發動機左前懸置處，Y向的加速度值高于X向和Z向，Y向為主振動方向，即車輛橫擺方向；發動機左后懸置處，Z向的加速度值高于X向和Y向，Z向為主振動方向，即車輛垂直方向；發動機右前懸置處，Y向的加速度值高于X向和Z向，Y向為主振動方向，即車輛橫擺方向；發動機右后懸置處，Z向的加速度值高于X向和Y向，Z向為主振動方向，即車輛垂直方向；變速箱輔助支承Y向的加速度值高于X向和Z向，Y向為主振動方向，即車輛橫擺方向。

2.2 各測點主振動方向頻譜分析

對動力總成各測點在主振動方向上的振動信號進行傅里葉變換，得到其頻域圖，如圖2所示。由圖可得，發動機左前懸置在Y向上的振動峰值頻率為37 Hz，發動機左后懸置在Z向上的振動峰值頻率為28 Hz和32 Hz，發動機右前懸置在Y向上的振動峰值頻率為28 Hz和32 Hz，發動機右后懸置在Z向上的振動峰值頻率為28 Hz和32 Hz，變速箱輔助支承在Y向上的振動峰值頻率為 8 Hz、32 Hz和 37 Hz。

圖2 動力總成懸置系統各測點主振動方向頻域圖

發動機激振力頻率f的計算公式為：

式中：n為發動機轉速，r/min；i為發動機缸數；τ為發動機沖程系數，對于四沖程的發動機，τ=2。因此，該六缸柴油發動機在1900 r/min時的激振力頻率為95 Hz，與動力總成懸置系統中各測點主振動方向上的峰值頻率（8Hz、32Hz和37Hz）不相等，不會產生共振現象。因此發動機激振力不是造成動力總成劇烈振動的主要原因。

進一步地，對動力總成懸置系統的固有頻率進行計算，分析懸置系統的固有頻率與懸置系統中各測點主振動方向上的峰值頻率 （8 Hz、32 Hz和37 Hz）是否會產生共振。

2.3 動力總成懸置系統固有頻率計算

在Adams/View中建立該動力總成懸置系統的簡化動力學模型，對動力總成的質量參數和質心坐標進行校正，動力總成的6個懸置元件用襯套力處理，輸入懸置元件的X、Y、Z向的剛度參數，忽略懸置元件的扭轉剛度和阻尼，如圖3所示。

圖3 動力總成懸置系統動力學模型

在Adams中加載Vibration模塊，進行對動力總成懸置系統的自由振動分析，計算出懸置系統的六階固有頻率。如表2所示。

表2 懸置系統原始固有頻率和解耦率

由表可得，動力總成懸置系統的一階固有頻率為7.831 Hz，與試驗中獲取的變速箱輔助支承的峰值頻率8 Hz較為吻合，容易引起共振。此外，從各方向的解耦率來看，通常在工程應用中，要求X、Y、θX和θZ方向的解耦率達到80%以上，Z和θY方向的解耦率達到90%以上，而從上表可以看到，X和θZ方向未達到80%以上的要求，θY方向的解耦率未達到90%以上的要求，因此懸置系統中存在較為嚴重的耦合運動。

因此，需要對動力總成懸置系統進行優化。

3 優化分析與驗證

3.1 設計變量

由于空間布置的原因，懸置塊的位置和安裝角度受到了限制，因此六個懸置元件的安裝位置保持不變，將發動機左前懸置和右前懸置的安裝角度作為一個設計變量。考慮到懸置元件生產廠家的實際生產，將變速箱輔助支承處懸置元件的Z向靜剛度作為一個設計變量，變速箱輔助支承處懸置元件的X向和Y向靜剛度取相同值，作為一個設計變量。

3.2 目標函數

將懸置系統的振動能量解耦率作為優化設計的目標，因此取懸置系統的6個廣義坐標對應的主振動能量分布的加權和作為優化目標函數。

式中ψi為對應于第i階頻率的加權因子，TP為對應于第i階頻率振動時，主振動方向上的能量百分比。

3.3 約束條件

3.3.1 固有頻率匹配

根據隔振理論，懸置系統的第6階固有頻率應小于發動機怠速時振動頻率的1/，該六缸柴油發動機在怠速800 r/min時的激振力頻率為40 Hz，為了避免發動機激振力和懸置系統產生故障，懸置系統的第6階固有頻率上限應大于40/=28.3 Hz，取29 Hz。此外為避免因路面激勵和懸置系統產生共振，懸置系統的第1階固有頻率應大于路面激勵頻率，考慮到變速箱輔助支承處的振動信號中出現8 Hz的峰值頻率可能是由于路面激勵造成的，為了避開該頻率，懸置系統的第1階固有頻率下限設置為9 Hz。因此懸置系統的6階固有頻率確定在9—29 Hz之間。

3.3.2 發動機左前懸置和右前懸置的安裝角度約束

考慮到發動機空間布置等實際要求，將發動機左前懸置和右前懸置的安裝角度約束在15°—45°之間。

3.4 優化計算結果

在Adams中進行優化迭代計算，優化后的發動機前懸置安裝角度為27.14°，變速箱輔助支承的最優靜剛度值如表3所示，動力總成懸置系統的6階固有頻率和解耦率的優化結果如表4所示。

表3 優化后的變速箱輔助支承靜剛度值

如表4所示，懸置系統的6階固有頻率的范圍為10.131—23.473 Hz之間，有效地避開了懸置系統中各測點主振動方向上的峰值頻率（8 Hz、32 Hz和37 Hz），不會產生共振現象。各方向的解耦率也滿足了在工程應用中的要求：X、Y、θX和θZ方向的解耦率達到80%以上，Z和θY方向的解耦率達到90%以上，有效地減少了耦合振動的發生。

3.5 驗證

考慮到實際使用和安裝，發動機前懸置的安裝角度為25°，變速箱輔助支承X、Y、Z向靜剛度分別為：1200 N/mm、1200 N/mm、1400 N/mm。懸置系統各測點在主振動方向上的加速度值，如圖4所示。優化后，變速箱輔助支承處主振動方向（Y向）的加速度值明顯減小，由原車的3.316 m·s-2減小到0.775 m·s-2，減小幅度為76.6%；此外，發動機前后懸置的主振動方向上的加速度值也有不同程度的減小。

4 結論

通過對該重型車輛動力總成各測點的測試和對懸置系統固有頻率的計算分析，得出該車輛動力總成振動過大的原因是因為懸置系統的一階固有頻率和變速箱輔助支承Y向的振動峰值頻率（8 Hz）產生了共振，從而引起了動力總成的劇烈振動。

圖4 動力總成懸置系統優化前后各測點加速度值對比

為了提高該車輛動力總成懸置系統的隔振能力，以該懸置系統的六階固有頻率和振動解耦率為優化目標，對懸置系統中前懸置安裝角度和變速箱輔助支承的三向靜剛度值進行優化，通過試驗驗證，優化后的動力總成懸置系統主振動方向上的振動加速度值大幅下降，基本解決了動力總成異常振動問題。

[1]時培成.汽車動力總成懸置系統隔振分析與優化研究[D].合肥：合肥工業大學，2010.

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ANALYSIS AND OPTIMIZATION OF THE POWERTRAIN VIBRATION EXPERIMENT FOR THE HEAVY VEHICLES

HU Jian DONG Hui-fang
（Chaohu Coellge,Chaohu Anhui 238000）

The powertrain of the heavy vehicles has the abnormal vibration when the engine works at the speed of 1900 r/min.To find the reason,the tests are carried out and the dynamical model of the powertrain mounting system is established to calculate the six order natural frequency of the mounting system.According to the analysis，it is concluded that the reason for the abnormal vibration of the powertrain is that the first order natural frequency of the suspension system is similar to the vibration peak frequency(8 Hz)of the transmission auxiliary support in the Y direction,which is easy to cause resonance.Furthermore,an optimization to mounting system is carried out with the front suspension installation angle of the engine and three-way static stiffness of the gearbox auxiliary support as the design variables and the reasonable matching of natural frequency and energy decoupling ratio as objective function.At last,the real vehicle test verifies that the vibration acceleration in the main vibration direction of the optimized powertrain is obviously reduced.

Mounting system of the power train； Peak frequency； Resonance； Optimization

TK406；TP16

A

：1672-2868（2017）03-0077-06

責任編輯：陳小舉

2017-03-20

安徽省高等學校自然科學研究重點項目（項目編號：KJ2015A246）

胡健（1985-），男，安徽巢湖人。巢湖學院機械與電子工程學院，工程師。研究方向：動力傳動系統設計。