輕型商用車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)隔振優(yōu)化研究

王東亮，杜 遙，孫玉華，葉 磊，陳永哲

（1.蘭州工業(yè)學(xué)院 汽車工程學(xué)院，蘭州 730050；2.西南大學(xué) 工程技術(shù)學(xué)院，重慶400715； 3.東風(fēng)汽車廠 特種裝備事業(yè)部，湖北 十堰 442000）

隨著現(xiàn)代社會(huì)城市化水平的不斷提高，輕型商用車在短途物流運(yùn)輸、市區(qū)物資配送等領(lǐng)域日益發(fā)揮重要的作用。近年來，針對(duì)強(qiáng)勁的市場需求，主機(jī)廠加大了此類車型的開發(fā)力度，同時(shí)為了應(yīng)對(duì)日趨激烈的市場競爭形勢，需要推動(dòng)產(chǎn)品質(zhì)量的持續(xù)提升[1]。汽車NVH（Noise、Vibration、Harshness）性能作為衡量汽車品質(zhì)的重要指標(biāo)之一，是汽車設(shè)計(jì)開發(fā)中必不可少的研究內(nèi)容，在此類輕型商用車領(lǐng)域也受到了普遍關(guān)注[2－3]。

本文結(jié)合某輕型商用車在設(shè)計(jì)開發(fā)階段的實(shí)際需求，開展動(dòng)力總成隔振設(shè)計(jì)及優(yōu)化研究。首先以隔振系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)理論作為研究的基礎(chǔ)，采用動(dòng)力學(xué)分析軟件ADAMS（Automatic Dynamic Analysis of Mechanical Systems），建立汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的仿真分析模型。然后通過六自由度系統(tǒng)隔振計(jì)算，分析和掌握懸置系統(tǒng)的固有特性。在此基礎(chǔ)上以提高系統(tǒng)解耦度和合理配置固有頻率作為優(yōu)化目標(biāo)，進(jìn)行隔振優(yōu)化設(shè)計(jì)和分析。結(jié)果表明，優(yōu)化后的系統(tǒng)解耦度顯著提高，各懸置點(diǎn)的振動(dòng)響應(yīng)幅值明顯下降，懸置系統(tǒng)的隔振性能得到有效提升。

1 懸置系統(tǒng)力學(xué)模型

在工程應(yīng)用中，為了確保汽車動(dòng)力總成安裝后具備較好的穩(wěn)定性，懸置系統(tǒng)所包含的懸置數(shù)目一般不少于3 個(gè)[4]。考慮到動(dòng)力總成的質(zhì)量和剛度遠(yuǎn)大于懸置自身的質(zhì)量和剛度，而且前者的固有頻率通常高于激振頻率，故而在簡化的力學(xué)模型中將動(dòng)力總成視為剛體[5]。同時(shí)假設(shè)懸置系統(tǒng)的安裝基礎(chǔ)即汽車車架為剛性結(jié)構(gòu)，在力學(xué)模型中可不考慮其對(duì)系統(tǒng)振動(dòng)性能的影響[3－6]。

懸置系統(tǒng)的力學(xué)簡化模型如圖1所示。在模型中，O′-x′y′z′為系統(tǒng)平動(dòng)坐標(biāo)系，其原點(diǎn)O′固聯(lián)在系統(tǒng)的質(zhì)心位置；O-xyz為系統(tǒng)靜止坐標(biāo)系，當(dāng)系統(tǒng)處于平衡狀態(tài)時(shí)，兩個(gè)坐標(biāo)系相互重合。因此，可以把整個(gè)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)分解為隨質(zhì)心的平動(dòng)(x′、y′、z′)和繞質(zhì)心的轉(zhuǎn)動(dòng)α、β、γ。

圖1 動(dòng)力總成隔振系統(tǒng)模型

則系統(tǒng)自由振動(dòng)的微分方程可表示為：

式(1)中：[M]為質(zhì)量矩陣，[C]為阻尼矩陣，[K]為剛度矩陣。考慮到懸置隔振軟墊的阻尼通常很小，在仿真計(jì)算中可忽略，因而式(1)又可表示為：

通過獲取動(dòng)力總成的各項(xiàng)特性參數(shù)，如發(fā)動(dòng)機(jī)質(zhì)量、質(zhì)心位置、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、懸置安裝位置以及各向剛度等，則可求得矩陣[M]、[K]的表達(dá)式。然后，采用求取特征值的算法，則可得到系統(tǒng)各階固有頻率和相應(yīng)的振型。

2 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)固有特性分析

根據(jù)輕型商用車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)所采取縱向布置的結(jié)構(gòu)特征，獲取懸置系統(tǒng)的安裝位置和特性參數(shù)，運(yùn)用ADAMS軟件，建立該動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的仿真分析模型。通過仿真模擬計(jì)算，掌握隔振系統(tǒng)的初始固有特性，為進(jìn)行必要的系統(tǒng)隔振優(yōu)化和改進(jìn)提供依據(jù)。

2.1 懸置系統(tǒng)空間結(jié)構(gòu)布置特征

輕型商用車的總布置多采用縱置式結(jié)構(gòu)形式，動(dòng)力總成位于駕駛室下方的車架縱梁內(nèi)側(cè)，其重心與車架中心線相重合，以發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的模式進(jìn)行總布置設(shè)計(jì)。圖2所示為某輕型商用車動(dòng)力總成布置位置示意圖。

圖2 某輕型商用車動(dòng)力總成布置位置示意圖

此類動(dòng)力總成的懸置系統(tǒng)多采用三點(diǎn)式或四點(diǎn)式結(jié)構(gòu)形式。前懸置（發(fā)動(dòng)機(jī)懸置）位于車架腹面內(nèi)側(cè)，斜置式居多；后懸置（發(fā)動(dòng)機(jī)或變速器懸置）位于變速器兩側(cè)或變速器殼體上方，以吊掛的形式居多。圖3所示為本文所討論懸置系統(tǒng)的布置示意圖。

圖3 懸置系統(tǒng)布置示意圖

該車型所采用的懸置軟墊均為橡膠減振軟墊，如圖4所示。其中，前懸置以30°夾角傾斜形式布置，采用帶限位結(jié)構(gòu)的方形軟墊，穩(wěn)定性較好；后懸置以吊掛狀態(tài)進(jìn)行布置，采用柱狀軟墊，可允許系統(tǒng)在縱向有一定的位移量，具有結(jié)構(gòu)簡單和安裝方便的特點(diǎn)。

圖4 懸置軟墊示意圖

2.2 懸置系統(tǒng)固有特性分析

將動(dòng)力總成的CATIA 模型導(dǎo)入ADAMS，按照懸置系統(tǒng)的實(shí)際布置情況，設(shè)置各懸置點(diǎn)特性參數(shù)。在ADAMS中采用Vibration模塊，以襯套Bushing來模擬懸置軟墊[7－8]，在ADAMS 軟件中建立懸置系統(tǒng)仿真計(jì)算模型，如圖5所示。

圖5 懸置系統(tǒng)仿真計(jì)算模型示意圖

仿真計(jì)算模型中的坐標(biāo)系以系統(tǒng)質(zhì)心O為原點(diǎn)，車輛前進(jìn)方向?yàn)閄向，前進(jìn)方向的左側(cè)為Y向，豎直向上為Z向。表1所示為懸置系統(tǒng)原狀態(tài)下的各向剛度值。

表1 懸置各向剛度/（N·mm-1）

模型中各項(xiàng)參數(shù)設(shè)置完成后，進(jìn)行自由振動(dòng)計(jì)算，可得到懸置系統(tǒng)原狀態(tài)下的固有頻率和振動(dòng)能量矩陣，如表2所示。

表2 原狀態(tài)下系統(tǒng)固有頻率與振動(dòng)能量矩陣

該車型所配置的直列4缸柴油機(jī)最低運(yùn)行轉(zhuǎn)速為750 r/min，對(duì)應(yīng)的2 階激勵(lì)主頻率是25 Hz，按照系統(tǒng)固有頻率應(yīng)小于1/ 2 倍激勵(lì)頻率的一般隔振要求，該懸置系統(tǒng)的頻率大小滿足基本隔振要求。

但是，在y向和z向、x向與γ向的頻率分布存在重疊趨勢，這也進(jìn)一步導(dǎo)致系統(tǒng)在y-α-γ方向產(chǎn)生較為明顯的耦合現(xiàn)象，會(huì)惡化系統(tǒng)隔振性能。

3 懸置系統(tǒng)對(duì)隔振性能影響規(guī)律研究

下文將在掌握懸置剛度和懸置位置對(duì)系統(tǒng)隔振性能影響規(guī)律的基礎(chǔ)上，以合理配置固有頻率和提高振動(dòng)解耦度為優(yōu)化目標(biāo)，對(duì)懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，以獲得最佳的隔振效果。

3.1 懸置剛度對(duì)隔振系統(tǒng)影響規(guī)律分析

懸置剛度對(duì)系統(tǒng)隔振性能起到十分重要的作用，是優(yōu)化設(shè)計(jì)的最關(guān)鍵參數(shù)。此動(dòng)力總成懸置采用的是方形塊狀橡膠懸置軟墊，在此類懸置剛度的優(yōu)化中，三向剛度需要遵循一定的比值。

結(jié)合該懸置的材料特性、結(jié)構(gòu)特征和加工條件可知，其三向剛度需要保持X/Y=0.3～1.0、Z/X=4.5～9.0、Z/Y=1.0～4.5 的基本比例關(guān)系。為了分析研究懸置剛度對(duì)隔振性能的影響規(guī)律，在遵循基本比例關(guān)系的前提下，結(jié)合供應(yīng)商提出的生產(chǎn)工藝要求，最終選取了如表3所示的5組剛度值。

表3 懸置剛度優(yōu)化/（N·mm-1）

分別采用所選取的5 組剛度進(jìn)行計(jì)算，獲得如圖6所示的振動(dòng)解耦度大小對(duì)比圖。由圖可知：采用第4組和第5組剛度時(shí)，6個(gè)方向的解耦度均相對(duì)較高。

圖6 懸置剛度對(duì)系統(tǒng)解耦度的影響規(guī)律

為了考察采用該剛度后懸置系統(tǒng)固有頻率的變化情況，表4給出了采用第5組剛度時(shí)的固有頻率與振動(dòng)能量矩陣。由表可見，y-α-γ方向的解耦度大幅提升。但是y向與z向、x向與γ向的頻率分布依然間隔太小，存在重疊的趨勢。

表4 第5組剛度對(duì)應(yīng)固有頻率與振動(dòng)能量矩陣

3.2 懸置位置對(duì)隔振性能影響規(guī)律分析

懸置位置對(duì)系統(tǒng)隔振性能也有很大的影響，是設(shè)計(jì)中需要慎重考慮的變量。在整車開發(fā)中，當(dāng)車架和動(dòng)力總成的相對(duì)位置確定之后，懸置系統(tǒng)的安裝布置的邊界也將被確定。然后，需要在該邊界內(nèi)依據(jù)隔振要求和其他實(shí)際情況，進(jìn)行懸置安裝點(diǎn)的綜合設(shè)計(jì)。

該車型懸置系統(tǒng)原狀態(tài)下動(dòng)力總成側(cè)的安裝點(diǎn)如圖7所示。為了考察該安裝位置對(duì)系統(tǒng)隔振性能的影響規(guī)律，需要在允許的布置邊界范圍內(nèi)，對(duì)安裝點(diǎn)位置進(jìn)行調(diào)整。

圖7 原狀態(tài)下懸置安裝點(diǎn)

對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)而言，原狀態(tài)的位置在X方向已經(jīng)無法向前移動(dòng)，在Y方向調(diào)整的難度很大，因此，在下文的研究中對(duì)前懸置采取X方向的向后移動(dòng)和Z方向的上下移動(dòng)。對(duì)于變速器懸置而言，原狀態(tài)的位置在X方向已經(jīng)無法向后移動(dòng)，同樣在Y方向調(diào)整的難度很大，因此在下文的研究中對(duì)后懸置采取X方向的向前移動(dòng)和Z方向的上下移動(dòng)。

交通要道栽苗木。在交通要道兩側(cè)采用林苗模式，亦林亦苗，聯(lián)合運(yùn)作，把“造林、造景、造錢”結(jié)合起來，培育“好看、好管、好賣”綠化景觀苗木，既把交通要道打造成農(nóng)場的形象窗口，又實(shí)現(xiàn)道路兩側(cè)的經(jīng)濟(jì)效益。

首先，根據(jù)各懸置在各方向上的可移動(dòng)范圍，初步改變位置尺寸，并進(jìn)行若干組試算。然后，以改善解耦度并在工程上可行作為標(biāo)準(zhǔn)，選定最終的調(diào)整參數(shù)。最后，得到X向懸置位置的空間可調(diào)范圍相對(duì)較大，在研究中調(diào)整參數(shù)選取為100 mm；Z向懸置位置的空間可調(diào)范圍相對(duì)較小，在研究中調(diào)整參數(shù)選取為50 mm，如表5所示。

表5 懸置位置調(diào)整

下面分別針對(duì)前懸置和后懸置的單一方向進(jìn)行對(duì)比分析，首先需要在ADAMS 仿真模型中重新設(shè)置懸置位置，然后進(jìn)行計(jì)算，結(jié)果如圖8至圖9所示。

對(duì)圖8、圖9進(jìn)行分析，可得到若干基本規(guī)律：

圖8 左/右懸置位置對(duì)系統(tǒng)解耦度的影響規(guī)律

圖9 后懸置位置對(duì)系統(tǒng)解耦度的影響規(guī)律

（1）左右懸置位置對(duì)系統(tǒng)解耦度影響規(guī)律

①左右懸置位置在Z方向降低時(shí)，除β方向解耦度小幅下降外，其他方向的解耦度均有所提高，特別是α方向的效果較為顯著。

②左右懸置位置在Z方向升高時(shí)，除α方向的解耦度略有下降外，其他方向的解耦度均有所提高，特別是γ方向的效果較為顯著。

③左右懸置位置在X方向后移時(shí)，除了β方向出現(xiàn)小幅下降外，其他方向的解耦度均有所提高，特別是y方向和γ方向的解耦度得到顯著提高。

（2）后懸置位置對(duì)系統(tǒng)解耦度影響規(guī)律

①后懸置位置在Z方向降低或升高時(shí)，對(duì)各向解耦度的影響較為有限，且在局部方向的解耦度下降。

②后懸置位置在X方向前移時(shí)，各向解耦度均有所提高，特別是α方向和γ方向的效果較明顯。

4 懸置系統(tǒng)隔振優(yōu)化設(shè)計(jì)

在懸置系統(tǒng)隔振優(yōu)化設(shè)計(jì)中，應(yīng)均衡協(xié)調(diào)隔振系統(tǒng)固有頻率的分布情況和各向解耦度的改善情況兩方面的性能，嘗試將懸置剛度和懸置位置的影響規(guī)律綜合起來進(jìn)行考量，將懸置剛度和懸置位置同時(shí)朝有利方向進(jìn)行適度調(diào)整。

圖10所示為采用前文所述的第5組剛度和左右懸置位置后移100 mm后，懸置系統(tǒng)各向解耦度的對(duì)比結(jié)果。表6所示為相對(duì)應(yīng)的系統(tǒng)固有頻率與振動(dòng)能量矩陣。

表6 優(yōu)化后固有頻率與振動(dòng)能量矩陣

圖10 優(yōu)化后懸置系統(tǒng)解耦度

由計(jì)算結(jié)果可知，優(yōu)化后系統(tǒng)y-α-γ方向的解耦度顯著提高，除β方向解耦度略有下降外，其他方向仍然保持了較好的解耦度。總體而言，此時(shí)很好改善了原狀態(tài)下存在的耦合現(xiàn)象。同時(shí)，原狀態(tài)下y-z方向、x-γ方向的頻率重疊現(xiàn)象已經(jīng)消失，頻率間隔有明顯改善，優(yōu)化對(duì)系統(tǒng)隔振能力的提升具有積極作用。

對(duì)于優(yōu)化后的懸置系統(tǒng)，在動(dòng)力總成質(zhì)心位置施加激勵(lì)，進(jìn)一步考察各懸置點(diǎn)處的振動(dòng)響應(yīng)特性曲線。圖11至圖13所示分別為左懸置、右懸置、后懸置處響應(yīng)力幅頻特性曲線。

圖11 左懸置響應(yīng)力幅頻特性曲線

圖12 右懸置響應(yīng)力幅頻特性曲線

圖13 后懸置響應(yīng)力幅頻特性曲線

由曲線變化規(guī)律可知，優(yōu)化后系統(tǒng)的振動(dòng)響應(yīng)幅值整體減小。特別是左懸置和后懸置在7.8 Hz附近的峰值響應(yīng)大幅下降，系統(tǒng)的隔振性能得到顯著提高。

5 結(jié)語

（1）結(jié)合輕型商用車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)特征，通過建立ADAMS 仿真計(jì)算模型，揭示懸置系統(tǒng)的固有特性，并且獲知系統(tǒng)y向和z向、x向與γ向的頻率間隔太小存在重疊趨勢，在y-α-γ方向具有較為明顯的耦合振動(dòng)。

（2）為了優(yōu)化和改善系統(tǒng)隔振性能，針對(duì)原狀態(tài)下的懸置系統(tǒng)，研究了懸置剛度和懸置位置對(duì)系統(tǒng)隔振特性的影響規(guī)律。結(jié)果表明：左右懸置的側(cè)向剛度對(duì)y-α-γ方向的耦合影響較大；在一定范圍內(nèi)，前后懸置位置的靠攏可以顯著提高系統(tǒng)的解耦度。

（3）依據(jù)懸置剛度和懸置位置對(duì)系統(tǒng)隔振特性的影響規(guī)律，結(jié)合車型開發(fā)的現(xiàn)實(shí)條件，對(duì)懸置剛度和懸置位置進(jìn)行了優(yōu)化分析。優(yōu)化后系統(tǒng)y-α-γ方向解耦度顯著提高，并且y-z方向、x-γ方向的頻率間隔增大，很好改善了原狀態(tài)下存在的耦合現(xiàn)象。

（4）最后，通過計(jì)算懸置系統(tǒng)的振動(dòng)響應(yīng)特性曲線可知，優(yōu)化后各懸置點(diǎn)的振動(dòng)響應(yīng)幅值總體下降，系統(tǒng)的隔振性能顯著提高。該方法可為輕型商用車懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)開發(fā)提供現(xiàn)實(shí)參考。