液阻懸置動特性分析與性能優(yōu)化

劉通 江匯洋 劉艷華 趙曉亮

（1.華晨汽車工程研究院；2.華晨雷諾金杯汽車有限公司）

隨著人們對乘坐舒適性要求的不斷提高，隔離發(fā)動機以及路面向車內(nèi)振動的傳遞越來越重要，而液阻懸置作為附帶阻尼機構(gòu)的被動減振原件，能夠在不同駕駛工況下提供不同的動態(tài)特性，目前廣泛應用于汽車領域。大多數(shù)研究者針對液阻懸置的研究主要還是依靠試驗數(shù)據(jù)獲取參數(shù)[1-4]，進而識別參數(shù)再去討論其動態(tài)性能，在項目開發(fā)早期不能夠很好地對性能進行預判。基于以上問題，文章從實車角度出發(fā)，將不同路面激勵振幅變化考慮到液阻懸置動特性[5]變化中，通過力學模型的建立[6]，引入振幅變化參數(shù)，在不同頻率段均能最大程度還原真實的液阻原件的變化規(guī)律[7]。通過建模以及敏感參數(shù)討論，揭示了內(nèi)在的變化規(guī)律。通過實車對比，使得液阻懸置懸后振動[8]加速度峰值得到很好地抑制[9]，平順性能得到了提升。

1 液阻懸置力學模型

液阻懸置[10]因其存在橡膠與液體的共同作用而結(jié)構(gòu)復雜。對其進行適當簡化，其結(jié)構(gòu)示意圖，如圖1 所示。

圖1 液阻懸置力學模型示意圖

當液阻懸置上端受到來自動力總成的振動時，通過液阻懸置自身的減振特性，可以求得懸置車身端響應方程，如式（1）所示。

式中：Fiso——在激勵作用下的響應力，N；

ks——液阻懸置主簧阻尼，N·m/s；

cs——懸置主簧剛度，N/mm；

A——等效活塞面積，mm2；

p——上腔體壓力，N/mm2；

pu——下腔體壓力，N/mm2；

z——振幅變化量，mm。

當上腔體受到垂向激勵振動時，上下腔體存在壓力差，將慣性通道位移變化與體積柔度變化整合到一起考慮，則：

式中：κ——體積柔度，mm5/N。

ζk為隨頻率變化的物理量，且與振幅相關，表示為：

式中：λ——頻率比；

lk——液壓流道長度，mm；

δ——損失系數(shù)。

基于式（1）和式（2）推導得到動剛度在復平面的表達式：

至此，在復平面域，獲得了考慮振幅變化的動剛度（Cdyn(ω)/(N/mm)）及損失角（φ(ω)/（°））的表達式，如式（5）和式（6）所示。

2 動態(tài)特性仿真與驗證

2.1 液阻懸置參數(shù)獲取

在確定液阻懸置主要參數(shù)時，流體密度通過實際灌液材質(zhì)獲得，慣性通道面積和長度通過測量提取，上腔體等效活塞面積（A/mm2）可以按照中截面提取，即：

式中：A1，A2——上腔體上、下截面面積，mm2。

在體積柔度的計算中，由于橡膠材料本身具有非線性[11]，在此分析時首先通過一般簡化原則，這里假設橡膠材料各方向為不可壓縮的超彈性材料，并只考慮橡膠的非線性， 而不考慮其粘彈性， 通過Mooney-Rivlion 材料模型進行計算。

由于解耦膜片受雙向內(nèi)壓作用，因此可不考慮解耦膜片的變形，將解耦膜片簡化成無孔的彈性薄片，并且與橡膠主簧以共節(jié)點的方式連接到一起，材料與主簧材料相同，約束解耦膜片的底部和主簧與懸置上下殼體的連接處，計算模型如圖2 所示。

圖2 液阻懸置有限元計算網(wǎng)格模型

基于上腔體體積與壓力的變化，即可求出體積柔度，如式（8）所示。

式中：ΔV——體積變化，mm3；

p1——壓力變化，N/mm2。

其中，計算所需關鍵參數(shù)，如表1 所示。

表1 液阻懸置有限元分析關鍵參數(shù)表

經(jīng)過仿真計算，液阻懸置體積柔度隨壓力的變化，如表2 所示。

表2 液阻懸置體積柔度與壓力變化規(guī)律表

為此，可以得到計算體積柔度的擬合公式，如式（9）所示。

2.2 動態(tài)特性仿真驗證

液阻懸置在低頻大振幅下更能體現(xiàn)其阻尼特性，為此以振幅1 mm 作為激勵源，考察動剛度和損失角的變化規(guī)律，將計算曲線和實測數(shù)據(jù)進行對比，如圖3 所示。

圖3 液阻懸置動剛度及損失角的仿真與試驗動特性對比

由圖3 可見，試驗曲線和仿真曲線差別不大，誤差原因是對主簧進行了適當簡化，其真實狀態(tài)具有強非線性，這在仿真分析時也是避免不了的。相對誤差在10%～20%是可以滿足工程需要的。

3 結(jié)果分析與討論

3.1 等效活塞面積對動特性的影響

等效活塞面積是非結(jié)構(gòu)參數(shù)，如上節(jié)論述，將整個液阻懸置上部腔體簡化成等效活塞面積。圖4 示出等效活塞面積對動剛度及損失角的影響。

圖4 液阻懸置等效活塞面積變化規(guī)律

由圖4 可見，當活塞面積增大后，動剛度和損失角峰值都明顯增大。在頻率變化方面，動剛度在8～9 Hz基本重合，可以認為是頻率無關點，而損失角會隨著頻率峰值增大而減小。對比活塞面積變化規(guī)律的意義在于，通過調(diào)整懸置上腔等效面積即可改變動特性峰值大小和頻率分布[12]。

3.2 液柱流道面積對動特性的影響

液壓腔上下腔體靠一個狹長的慣性通道連接，其橫截面積對阻尼效應起到很大的作用。圖5 示出截面積對動態(tài)特性的影響。

圖5 液柱流道面積變化規(guī)律

由圖5 可見，增大流道面積與動特性成正相關，即動剛度和損失角幅值均成正比例增大，頻率上也都增大，這是由于慣性效應造成的。另外，頻率的正向偏移可以和活塞面積調(diào)節(jié)時頻率變小形成很好的互補。

3.3 慣性通道長度對動特性的影響

慣性通道的長度也會對動態(tài)特性變化產(chǎn)生影響。圖6 示出液柱長度對動特性的影響。

圖6 慣性通道長度變化規(guī)律

由圖6 可見，隨慣性通道長度按比例增大，動剛度峰值增大，但頻率同時減小。這是由于加大慣性通道長度相當于增加了質(zhì)量，所以頻率下降。動剛度增加的原因在于，當遇到來自外部的激勵時，液體需要經(jīng)過更長的時間在上下腔體之間流動，動剛度變化會存在滯后，進而導致動剛度峰值的增加。

3.4 體積柔度對動特性的影響

在非結(jié)構(gòu)參數(shù)中，體積柔度真實反映了橡膠的變化規(guī)律。因橡膠具有超彈性，對其參數(shù)提取也有自身的特殊性。圖7 示出體積柔度變化對動特性的影響。

圖7 液阻懸置體積柔度變化規(guī)律

由圖7 可見，體積柔度增大會使動剛度和損失角峰值降低，同時伴隨頻率的減小。其原因是橡膠屬于超彈性材料，壓力增大導致體積柔度變大，也就是上液壓腔體體積變大，進而動特性指標均變小。因此，設計結(jié)構(gòu)要充分考慮橡膠主簧的調(diào)節(jié)作用。

通過對液阻懸置參數(shù)敏感性的討論可以看出，優(yōu)化等效活塞面積可以控制動剛度和損失角度的振動峰值，而流道面積、長度和體積柔度則可以同時改變峰值和頻率。

3.5 案例應用

某項目開發(fā)過程中，為提升駕駛感受與舒適性，在試驗場地對液阻懸置隔振特性進行相關實車調(diào)校工作，如圖8 所示。

圖8 液阻懸置調(diào)校場景

在此，通過調(diào)試方案制作了不同樣件進行性能對比，方案如表3 所示。

表3 液阻懸置參數(shù)調(diào)校方案

測試工況為在試驗場地以恒定速度通過搓板路，實車表現(xiàn)垂向振動明顯[13]。為此，通過優(yōu)化結(jié)構(gòu)參數(shù)，使其在特定工況下與簧下輪跳頻率保持一致，結(jié)果優(yōu)化如圖9 所示。

圖9 液阻懸置懸后振動

由圖9 可見，優(yōu)化前整車表現(xiàn)舒適性差，垂向振動峰值大，與駕駛員主觀感受一致；為此，根據(jù)實際結(jié)構(gòu)對液阻懸置等效活塞面積、體積柔度、流道長度、橫截面積等參數(shù)進行參數(shù)優(yōu)化，詳細優(yōu)化參數(shù)，如表3 所示，優(yōu)化后再次測試整車振動性能，車身側(cè)振動峰值從1.1 m/s2降低到 0.55 m/s2。

4 結(jié)論

文章通過流體力學及機械結(jié)構(gòu)特性建立了液阻懸置力學模型，推導了動剛度及損失角計算公式，并將振幅變化因子考慮到模型中，對參數(shù)進行敏感性討論，將參數(shù)變化與動特性指標的調(diào)節(jié)聯(lián)系起來，在項目開發(fā)過程中可以更早地進行性能分析和成本的控制。具體研究結(jié)果表明：

1）基于力學模型推導了動剛度和損失角的具體計算表達式，并在模型中考慮了振幅變化因素，可以更好地體現(xiàn)不同特征路面的激勵響應；

2）通過結(jié)構(gòu)參數(shù)和非結(jié)構(gòu)參數(shù)敏感性分析及討論，將等效活塞面積、流道長度、流道截面積、體積柔度與動特性的峰值和頻率建立對應關系，可以通過調(diào)節(jié)參數(shù)實現(xiàn)對振動峰值和頻率的把控，對于懸置的匹配調(diào)校具有指導意義；

3）實車測試表明，合理的結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化確實能夠改進液阻懸置動態(tài)特性，振動峰值從1.1 m/s2降低到0.55 m/s2，振動峰值降低了50%。