發動機懸置的動剛度與阻尼特性研究

凌子紅，鄒杰，許增滿

發動機懸置的動剛度與阻尼特性研究

凌子紅，鄒杰，許增滿

（中汽研（天津）汽車工程研究院有限公司，天津 300300）

文章針對某公司生產的混合動力客車在怠速工況下地板振動過大的問題，主要進行了以下研究：首先，對試驗車輛所配置橡膠懸置進行動態剛度和遲滯角測試：使用MTS 電液伺服激勵模擬系統，對發動機前、后懸置進行了30-100Hz 頻段內的加載試驗。采集位移、力隨時間的變化數據，采用幾何作圖方法，繪制了遲滯回線，進而計算得到發動機前、后懸置的動剛度與滯后角，再繪制前、后懸置動剛度與滯后角隨頻率變化的曲線。然后，基于單自由度系統隔振原理，對該發動機前、后懸置動剛度與滯后角的曲線進行隔振性能分析。最后，針對試驗車輛前懸置振動傳遞率較大的問題，通過對模型中各參數對懸置傳遞率的影響進行分析，初步提出了一種懸置優化方法，解決了該車輛地板振動過大的問題。

發動機懸置系統；滯后角；動剛度；遲滯回線；單自由度隔振

前言

車輛NVH 性能也因此越來越受到重視，而發動機是汽車的動力源，也是造成整車振動的最主要的原因之一。如果發動機振動得不到良好的控制，便會使得車身和其他零部件產生強烈的振動和噪聲，使乘員感到不適，甚至損壞發動機及其他零件。因此，利用發動機懸置系統控制汽車振動己成為汽車行業的一個重要課題。

本文以某大客車的發動機的前、后橡膠懸置系統為研究對象，通過試驗手段對其動剛度及滯后角特性進行了探究，對其隔振性能進行了分析并提出了改進方案。

1 實驗方案

懸置的動剛度和阻尼特性主要受四種因素的影響：預載荷、動態載荷幅值、激勵頻率以及溫度[1]。

1.1 預載荷的確定

發動機動力總成安裝在懸置上，不工作時，發動機動力總成對懸置作用一個力，稱為預載荷。本論文利用MTS 激振器對懸置施加力，模擬該預載荷。首先簡化了發動機及其懸置系統，如圖1所示。

圖1 發動機及其懸置系統的簡化力學模型

1.2 位移幅值

本實驗通過直接測量怠速情況下懸置上下兩端加速度信號再經過兩次積分得到懸置的動態位移幅值。

測量得到的振動信號中不可避免地含有直流分量和高頻噪聲。時域兩次積分方法會產生影響結果的趨勢項，誤差會放大甚至發生畸變。頻域兩次積分法存在低頻敏感的缺點和失真的可能性。因此，參考文獻[2]，利用頻域-時域混合積分的方法，計算得到各轉速下的懸置的動位移幅值。

以650rpm為例計算得到發動機左后和右后懸置的動位移曲線：后懸置振動位移在0.5mm位置處，所以確定在30-70Hz范圍內MTS 激勵系統對前懸置加載加載位移幅值為0.5mm，而在高頻時由于發動機實際的振動幅值變小，所以在 72.5-100Hz 內的加載位移幅值取0.3mm。

同理，對于計算得到前懸置在低頻時的振動位移幅值為 1.6mm，所以確定在30-70Hz 范圍內MTS激勵系統對前懸置加載位移幅值為 1.6mm，而在高頻時由于發動機實際的振動幅值變小，所以在72.5-100Hz 內的加載位移幅值取1mm。

1.3 激勵頻率

對于發動機懸置所受到的激勵來說，主要考慮的是發動機氣缸內點火燃燒、曲軸輸出的脈沖扭矩的激勵頻率。

f= 2ni/60τ （1）

該發動機是六缸四沖程，其中：f為發動機激勵頻率（Hz），n為發動機轉速（r/min ），i為發動機缸數；τ為沖程數，取4。

發動機怠速轉速為600r/min，于是頻率的起點值為30Hz。之后，按照每50r/min為間隔，來計算得到一系列頻率值，對這些頻率點進行測量。

1.4 發動機懸置動剛度和阻尼測試方案

1.4.1 前懸置的實驗方案

（1）將前懸置裝到鋼質基座上，進行預緊。

（2）MTS 預熱 5min后緩慢加載到預載荷1772N，以振幅 1.6mm，頻率 30Hz正弦信號激振 60s，卸載，重復步驟。

（3）將試件緩慢加載到預載荷1772N。在30-72.5HZ 頻率范圍內，以振幅1.6mm，按2.5Hz等間距的正弦信號分別對懸置激振10s，且每個頻率下試驗進行兩次，采集作用在懸置上的力和位移關于時間的數據。

（4）在72.5-100HZ 頻率段內，以振幅 1mm，按照2.5Hz 等間距的正弦信號分別對懸置激振10s，且每個頻率下試驗進行兩次，采集作用在懸置上的力和位移關于時間的數據。

以此類推，得到后懸置實驗方案。

2 單自由度主動隔振系統分析

將發動機懸置簡化為彈簧-阻尼系統，如圖2所示，來討論單自由度系統隔振原理[1][3]。

圖2 單自由度系統隔振力學模型

力的傳遞率為激勵力與傳遞力的比值TA：

圖3 單自由度隔振系統力的傳遞率與頻率比的變化關系

（1）當激勵頻率很低時，T=1，懸置基本靜止不動，隔振元件基本不起隔振作用。

（2）不論阻尼比為何值，T只當頻率比＞時，即T＞1時，才有隔振效果，此區間稱為隔振區。在這個區間內，傳遞率隨頻率比λ的加大而減小。但需要注意的是頻率比λ增大，就意味懸置設計得很軟，剛度小，靜位移較大，意味著系統穩定性也會降低。

（3）當＞5時，T變化不明顯。實際設計，頻率比λ常取在2.5-4.5之間。

（5）當＞＞1的時，阻尼比過大反而會使T值增大。單從隔振考慮似乎應盡量減小阻尼。但為了使機器起動和停車通過共振區時不至于產生過大的振幅，以及避免由于外界擾動和沖擊時機器設備生產大幅值的自由振動，仍需要有一定的阻尼以抑制振幅。

（6）當激勵頻率處于系統共振區=0.8-1.2時，傳遞率的大小主要取決于阻尼比。在實際的應用中，阻尼比一般在0. 05-0.2范圍內選取。這樣有兩個好處：

1）使機器在起動和停車過程經過共振區時的振幅峰值不至于過大；

3 數據處理與分析

圖4 后懸置30Hz第一次試驗的遲滯回線

首先，以后懸置30Hz第一次試驗的遲滯回線（如圖4）為例，計算該工況下后懸置的動剛度和遲滯角。

根據文獻[4][5]中的公式：

計算得到各頻率下的動剛度、滯后角。

3.1 后懸置的數據處理與分析

圖5給出了后懸置動剛度和遲滯角隨頻率變化的曲線合成圖。

圖5 后懸置動剛度和滯后角曲線

后懸置在30-45Hz 范圍內，曲線呈線性遞減,動剛度的值也比較大。此時的動剛度有利于衰減發動機怠速時的振動。30-45Hz 范圍內，曲線呈線性遞增滯后角的值較小。此時的滯后角特性與理想滯后角特性差距較大，不利于迅速衰減振動。

60-100Hz 范圍內動剛度非線性趨勢明顯。大概90-100 Hz范圍內，動剛度迅速增加，這是橡膠材料硬化的結果。動剛度過大，不符合理想動剛度特性，所以在高頻時動剛度特性較差。60-100Hz 頻段內滯后角呈遞減趨勢。尤其是在80-100Hz 頻段內滯后角較小，符合理想的遲滯角特性，有利于減小振動的傳遞率。

3.2 前懸置的數據處理與分析

圖6給出了前懸置動剛度和遲滯角隨頻率變化的曲線合成圖。

圖6 前懸置動剛度與滯后角曲線的合成圖

前懸置在怠速工況下（600-900rpm），即激勵頻率在30-45 Hz范圍內時動剛度曲線逐漸增加，動剛度較小，不利于衰減振動，是怠速工況下地板振動過大的主要原因。滯后角較大，符合理想的動剛度和遲滯角特性曲線，有利于迅速減小怠速時的振動傳遞率。

發動機處于部分負荷（900-1400rpm）時，即激勵頻率在 45-70Hz 范圍內時，發動機前懸置具有很大的動剛度，但是滯后角較小，所以在部分負荷時前懸置的動剛度特性較差，但是滯后角特性比較接近理想滯后角特性。

發動機處于加速工況（1400-2000rpm）時，即激勵頻率在70-100Hz 范圍內時，由于頻率過高，所以橡膠材料硬化，導致發動機前懸置的動剛度急劇上升，而滯后角很小，此時前懸置的滯后角特性與理想的滯后角特性接近，但是動剛度特性較差。

4 結論

基于單自由度系統隔振原理，對該大客車發動機前、后懸置動剛度與滯后角的曲線進行隔振性能分析并提出改進的方案：

（1）前懸置在發動機怠速時，滯后角曲線良好，動剛度曲線較差，阻尼特性良好，有利于隔振。在高轉速時，滯后角較小，隔振性能較好。

（2）后懸置在發動機怠速時滯后角較小，動剛度特性較好；阻尼特性較差，不利于降低振動傳遞率。

（3）該客車怠速工況下地板振動量過大的主要原因是前懸置動剛度較小和后懸置遲滯角較小，實踐表明：增大前懸置的動剛度和后懸置的遲滯角有效減小了怠速工況下地板過大的振動。

[1] 錢勝.汽車橡膠隔振元件動靜態特性研究及優化設計[D].合肥:合肥工業大學碩士學位論文,2012:17.

[2] 王建鋒,馬建,馬榮貴,宋宏勛.動位移的加速度精確測量技術研究[J].計算機科學,2010,12:201-202+237.

[3] 季文美.機械振動[M].北京:科學出版社,1985:73-77.

[4] 李銳,陳偉民,廖昌榮,周正平,李銀國.發動機橡膠懸置特性的試驗與建模研究[J].中國機械工程,2009,20(22):2746-1750.

[5] 彭威,白鴻柏,鄭堅,唐西南.金屬橡膠材料阻尼測試的一個新方法[M].實驗力學,2004,19(3):342-346.

Research on characteristics of dynamic stiffness and damping of the engine mounting

Ling Zihong, Zou Jie, Xu Zengman

( China Automotive Technology&Research Center (Tianjin), Automotive Engineering Research Institute, Co., Ltd., Tianjin 300300 )

Study on the obvious vibration from the floor of a hybrid bus manufactured by a certain company were taken in this paper. First of all, the dynamic stiffness and and lag angle of suspension which equipped with the vehicle are tested: we process loading tests on front and rear mounting during 30-100Hz, acquiring the data of displacement and force versus time, by using the displacement control mode in MTS servo excitation simulation system. We protract hysteresis loops in different frequenc -ies and curves of dynamic stiffness and lag angle versus frequency. Then, based on the theory of a single degree of freedom vibration isolation, we analyse the isolation performance of the engine mounting. Finally, for the question that the transfer rate of the front suspension was relatively higher, an preliminary optimizing method was summarized by analysing the effects of parameters in the model to the suspension transfer rate. The vibration problem mentioned previously has been solved.

Engine mounting system; Lag angle; Dynamic stiffness; Hysteresis loop; Single degree of freedom vibrat -ionisolation

U467.4

A

1671-7988(2019)24-159-04

U467.4

A

1671-7988(2019)24-159-04

10.16638/j.cnki.1671-7988.2019.24.051

凌子紅（1991-），男，NVH工程師，就職于中汽研（天津）汽車工程研究院有限公司。