扭梁液壓襯套動態(tài)特性優(yōu)化研究

王巽，張紅業(yè)，楊權，何家興

廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院，廣東廣州 511434

0 引言

近年來，隨著汽車電動化進程加快，汽車的噪聲、振動、聲振粗糙度（noise、vibration、harshness，NVH）性能作為越來越重要的評價指標影響消費者的購買選擇，各個主機廠也均在該領域投入了越來越多的資源進行優(yōu)化改善。

來自地面的隨機激勵通過輪胎系統(tǒng)的初步衰減傳遞至懸架系統(tǒng)，作為噪聲、振動傳遞路徑中剛性乘員艙接受振動前的最后一環(huán)，懸架系統(tǒng)的隔振表現(xiàn)關乎整車的NVH性能，而襯套作為懸架系統(tǒng)內控制臂與軸節(jié)、控制臂與車架及車架與車身連接的多自由度柔性體單元，需在較寬的頻率段提供有效的降噪隔振功能。扭梁縱臂前點襯套作為懸架襯套的一種，其動態(tài)特性會顯著影響整車NVH性能表現(xiàn)[1]。

目前，廣泛應用的傳統(tǒng)空實心橡膠襯套具有結構簡單、性能可靠等優(yōu)點，但限于結構及材料特性，提供的最大阻尼角較?。?0°左右），且基礎動剛度較大，高頻段容易產(chǎn)生動態(tài)硬化，不能有效兼顧各頻率段隔振降噪等要求。在空實心橡膠襯套的基礎架構上封裝液體形成液壓型橡膠襯套，可有效改善上述問題。一個典型的液壓襯套由外管、內管、橡膠主簧、封裝液體、液體流通通道、兩個儲液室及橡膠主簧內的剛性骨架組成。其中，橡膠主簧的主要作用為支撐連接系統(tǒng)的靜載荷，并提供一定的基礎阻尼作用；橡膠主簧內部有剛性骨架，其主要作用為在襯套受外力時保持液體流動通道的整體輪廓。骨架的結構設計對整個襯套的耐久性及剛度調校有重要影響。液體流動通道可分為慣性通道式和孔口式，慣性通道式具有較長的流動通道，橫截面一般為矩形；孔口式流動通道又分為節(jié)流孔式和液柱共振式，節(jié)流孔式通道孔徑較小，阻尼峰值較低，作用區(qū)間主要位于低頻率段，液柱共振式孔徑較大，阻尼作用頻率區(qū)間較寬。當襯套受到外部的動態(tài)載荷時，橡膠主簧產(chǎn)生變形，儲液室的內部液體在壓力的作用下在流動通道內來回流動，通過液體在該過程中的摩擦損失、慣性損失及局部損失來衰減振動能量[2]。

目前，業(yè)內對液壓型橡膠襯套的動特性研究有3種方法：集總參數(shù)法、試驗研究法、有限元仿真分析法。其中，集總參數(shù)法通過建立液壓型襯套較準確的參數(shù)模型，從理論概念的角度對襯套的動態(tài)性能表現(xiàn)進行分析，其分析難度在于集總參數(shù)模型的建立及關鍵參數(shù)的精確識別；試驗研究法是通過試驗實測的方法對液壓型襯套進行解析研究，試驗結果對參數(shù)模型的建立及設計方案的驗證有一定指導意義，但做件-測試迭代過程工序煩瑣且較為耗時，試驗過程需嚴格控制其余變量，對試驗設計要求較高；有限元仿真分析法是基于流體力學（computational fluid dynamics, CFD）和流-固耦合分析（fluid structure interaction, FSI）等方法對液體在通道內的流動過程進行模擬計算，經(jīng)過標定過的有限元參數(shù)模型可以預測優(yōu)化后產(chǎn)品的性能表現(xiàn)，一定程度上縮短了產(chǎn)品的正向開發(fā)周期。該方法中有限元模型的搭建和流-固耦合邊界的處理為首要難點[3-4]。

1 液壓型襯套的集總參數(shù)模型

以某車型扭力梁單通道液壓型襯套為例，建立集總參數(shù)模型（圖1）。

圖1 單慣性通道液壓型扭力梁襯套集總參數(shù)模型

圖1中，Br、Kr分別代表橡膠主簧的阻尼系數(shù)，N·s/m及動剛度，N/m。Ap1與Ap2分別代表兩個液室內的等效活塞面積，m2，本例中Ap1=Ap2=Ap；P1（t）與P2（t）分別代表兩液室內的壓力值，N/m2。Ki1與Ki2代表兩個液室的體積剛度，N/m5。C1和C2為兩個液室的體積柔度，代表兩個液室受到壓力下的膨脹特性。Qi（t）為液體在流通通道內的動態(tài)流量，m3/s。li為流體通道的長度值，m。Ai為流體通道的橫截面積，m2。液柱在通道內的相對位移用Xi（t）表示，m。襯套的支反力為FT（t）。Ii為流體通道內液體的慣性系數(shù)，kg/m4，其解析式為Ii=mi/Ai2=ρli/Ai，其中mi為流通通道內液柱的質量；ρ為流體通道內液體的密度。R1為流通通道內液體流動的線性阻尼系數(shù)，R2為流通通道內液體流動的非線性阻尼系數(shù)，其解析式分別為R1=ε1/Ai2、R2=ε2/Ai5，其中ε1、ε2為與流動通道內的液體流動速度正相關的阻尼系數(shù)。令KV=Ki1+Ki2，BV=B1+B2，其中，B1、B2為兩個儲液室的體積阻尼，N·s/m5。鑒于本文主要考察液壓襯套在定幅值下動剛度及阻尼角的性能表現(xiàn)，為降低模型復雜程度，可忽略集總參數(shù)表達式中慣性通道內流體的非線性阻尼，即R2=0。

建立單慣性通道液壓型襯套集總參數(shù)模型，得到動剛度的計算解析式為[5-6]：

阻尼角的計算解析式為：

式中，K1為儲能剛度，其表達式為：

K2為耗能剛度，其表達式為：

經(jīng)數(shù)據(jù)擬合，本文中各參數(shù)的取值為Kr=2.2×105N/m，Br=220 N·s/m，AP=2.3×10-3m2，Ki1、Ki2=1.5×1010N/m5，B1、B2=1.55×105N·s/m5，Ii=2.6×106N·s2/m5，R1=9.6×106N·s/m5，將上述參數(shù)輸入模型中進行計算，解析值與振幅0.05 mm工況下襯套的實測數(shù)據(jù)對比，如圖2所示。

圖2 單通道扭力梁液壓襯套動態(tài)特性（振幅0.05 mm）

圖3 具有n個相同流體通道液壓襯套的集總參數(shù)模型

由圖2可知，動剛度、阻尼角的解析值及實測值變化趨勢與峰值頻率基本一致，在0～150 Hz頻率段的相對誤差均在可接受范圍內，證明了模型的可靠性及參數(shù)的準確性。

假設襯套兩個液室之間具有n個尺寸相同的流體通道，搭建集總參數(shù)模型，得到該型襯套的動剛度及阻尼角的解析表達式[7]。

式中，τX為無量綱的修正系數(shù)，與外部激勵振幅相關，本文中τX=0.89。

該車型在樣車驗證階段存在路噪大、方向盤振動明顯等問題，通過對噪聲、振動傳遞路徑的分析，確認扭梁液壓襯套為關鍵影響因素，經(jīng)與同級別標桿車的零件性能對比確認，扭梁液壓襯套應滿足以下關鍵動態(tài)性能指標：在預載0 N、振幅0.05 mm、40 Hz測試工況下，動剛度≤1600 N/mm，阻尼角≥42°。現(xiàn)有液壓型襯套的兩個考核值為1810 N/mm、40°，不滿足以上要求，需進行性能優(yōu)化。

2 扭梁液壓襯套動態(tài)特性正交試驗優(yōu)化

2.1 正交試驗

由襯套集總參數(shù)表達式挑選出影響襯套動態(tài)性能的6項主要因素：液室的等效活塞面積（Ap）、體積剛度（KV）、流體通道長度（Ii）、流量阻尼系數(shù)（R1）、流道液體質量的慣性系數(shù)（Ii）及流道個數(shù)（n）等。本文以現(xiàn)有襯套結構為基準設置3個因素水平：等效活塞面積Ap∈[0.8Ap，1.2Ap]，體積剛度KV∈[0.8KV，1.2KV]，流體通道長度li∈[0.8li，1.2li]，流量阻尼系數(shù)R1∈[0.8R1，1.2R1]，流道液體質量的慣性系數(shù)Ii∈[0.8Ii，1.2Ii]，流道個數(shù)n∈[1，3]，假設這6個因素之間不存在明顯的交互影響，設計6因素3水平的正交試驗，見表1。

表1 因素水平

選擇6因素3水平正交表設計方法，設計出27組試驗，采用上文中搭建的集總參數(shù)模型計算襯套在40 Hz處的動剛度及40 Hz處的阻尼角的解析值，正交試驗方案及結果見表2。

表2 正交試驗方案及結果

參考正交試驗結果，首先根據(jù)單一指標的分析方法分別對兩組優(yōu)化目標值進行極差分析，優(yōu)選出二者各自的最優(yōu)組合，再對兩組優(yōu)選結果進行綜合分析，得到最終的因素水平優(yōu)化組合。

2.2 試驗數(shù)據(jù)分析

根據(jù)表2中各組合方案的解析結果，計算得到各個因素的極差，結果見表3，表中ki代表該因素采用第i水平時試驗優(yōu)化指標的平均值，極差（R）代表各因素中每一列ki的最大值與最小值的差值。根據(jù)統(tǒng)計學理論，極差的大小反映了該因素對目標結果的影響程度，極差值越大，表示該因素對試驗目標結果的影響越顯著。根據(jù)分析的極差結果繪制出各因素對目標結果的影響趨勢，如圖4所示。

表3 極差分析結果

圖4 各因素對40 Hz處動剛度和阻尼角的影響趨勢

對兩個優(yōu)化指標分別進行極差計算發(fā)現(xiàn)，對于40 Hz處動剛度，影響因素的主次順序均為F＞A＞B=E＞D＞C，即流道個數(shù)＞等效活塞面積＞體積剛度=流道液體質量的慣性系數(shù)＞流量阻尼系數(shù)＞流體通道長度；對于40Hz處的阻尼角，影響因素的主次順序均為F＞B=D＞C＞A＞E，即流道個數(shù)＞體積剛度=流量阻尼系數(shù)＞流體通道長度＞等效活塞面積＞流道液體質量的慣性系數(shù)。

由圖4可知，以40 Hz處動剛度為主要優(yōu)化指標時，最優(yōu)的結構參數(shù)組合為A2B3C2（C3）D1E1F2；以40 Hz處阻尼角為主要優(yōu)化指標時，最優(yōu)的結構參數(shù)組合為A3B2C2D3E1F1。

由上述結果可知，兩個最優(yōu)結構參數(shù)組合并不完全相同，下一步需對試驗的相關數(shù)據(jù)進行方差分析，以確定試驗結果存在波動的主要原因，方差分析結果見表4。

表4 方差分析結果

由表中各因素對考察指標影響的顯著性可以得出，因素A對40 Hz處動剛度有顯著性影響，故選取A2為優(yōu)解；因素B對40 Hz處動剛度和阻尼角均有顯著性影響，綜合考慮F比后，選取B3為較優(yōu)解；因素C對40 Hz處阻尼角有顯著性影響，選取C2為優(yōu)解；因素D對40 Hz處阻尼角有顯著性影響，選取D3為優(yōu)解；因素E對40 Hz處動剛度有顯著性影響，選取E1為優(yōu)解；因素F對40 Hz處動剛度和阻尼角均有顯著性影響，考慮到降低動剛度對整車平順性的提升更加明顯，故選取F2為較優(yōu)解。綜合以上，得出最優(yōu)的結構參數(shù)組合為A2B3C2D3E1F2。

3 優(yōu)化方案驗證

在現(xiàn)有襯套結構參數(shù)組合的基礎上對上述正交試驗所得最優(yōu)結構參數(shù)組合進行樣件試制，優(yōu)化前后的液體流道模型如圖5所示。

圖5 優(yōu)化前后的液體流道模型

測試優(yōu)化后襯套在40 Hz處動剛度及阻尼角，相關結果見表5。由表5可以看出，優(yōu)化后結構40 Hz處動剛度由1810 N/mm降低至1580 N/mm；40 Hz處的阻尼角由40°提高至42°，采用優(yōu)化后的襯套結構能滿足既定的動態(tài)性能目標要求。

表5 優(yōu)化前后襯套的動態(tài)性能表現(xiàn)

優(yōu)化結構參數(shù)后，將襯套搭載在實車上，測試特征路面（壞路、粗糙路）車內路噪及方向盤振動的客觀表現(xiàn)，測試結果與原襯套客觀數(shù)據(jù)的對比如圖6所示。由圖6可得，優(yōu)化后襯套能顯著降低車內路噪及方向盤振動，證明了扭梁液壓襯套的結構優(yōu)化對整車NVH性能表現(xiàn)有較大的正向作用。

圖6 實車搭載優(yōu)化前后扭梁襯套在特征路面的客觀測試數(shù)據(jù)

4 結論

（1）以40 Hz處動剛度為指標，得出最優(yōu)結構因素組合為：A2B3C2（C3）D1E1F2，各因素對40 Hz處動剛度的影響程度為：流道個數(shù)＞等效活塞面積＞體積剛度=流道液體質量的慣性系數(shù)＞流量阻尼系數(shù)＞流體通道長度；以40 Hz處的阻尼角為指標，得出最優(yōu)結構因素組合為：A3B2C2D3E1F1，各因素對40 Hz處的阻尼角的影響程度為：流道個數(shù)＞體積剛度=流量阻尼系數(shù)＞流體通道長度＞等效活塞面積＞流道液體質量的慣性系數(shù)。

（2）綜合考慮各因素對兩個考核指標的影響，因降低動剛度對整車平順性的提升更加明顯，最終確定最優(yōu)結構參數(shù)組合為A2B3C2D3E1F2。

（3）根據(jù)最優(yōu)結構參數(shù)組合進行液壓襯套改善樣件試制并進行動態(tài)特性測試，結果表明，優(yōu)化后結構40 Hz處動剛度由1810 N/mm降低至1580 N/mm；40 Hz處的阻尼角由40°提高至42°，采用優(yōu)化后的襯套結構能滿足既定的動態(tài)性能目標要求。搭載實車測試特征路面客觀數(shù)據(jù)可得，優(yōu)化后襯套能顯著降低車內路噪及方向盤振動，證明了扭梁液壓襯套的結構優(yōu)化對整車NVH性能表現(xiàn)有較大的正向作用。