皮卡車動力總成懸置系統(tǒng)隔振特性優(yōu)化

張怡+饒建強+陳吉清

摘 要：針對某皮卡車行駛過程中振動噪聲過大的問題，基于懸置系統(tǒng)隔振理論，建立了動力總成懸置系統(tǒng)動力學(xué)仿真分析模型，對該車型動力總成懸置系統(tǒng)的模態(tài)、剛度、阻尼等影響懸置系統(tǒng)隔振效果的關(guān)鍵參數(shù)進行分析，在此基礎(chǔ)上將懸置塊剛度作為設(shè)計變量進行優(yōu)化設(shè)計。通過試驗測試，對比優(yōu)化前后動力總成懸置系統(tǒng)的隔振率和駕駛室噪聲。結(jié)果表明，改進后懸置系統(tǒng)隔振率有了明顯上升，車內(nèi)噪聲值有所降低，整車的噪聲、振動與聲振粗糙度（Noise，Vibration，Harshness，NVH）品質(zhì)得到提高。

關(guān)鍵詞：汽車動力總成；隔振；懸置系統(tǒng)；優(yōu)化

中圖分類號： U461.4文獻標文獻標識碼：A文獻標DOI：10.3969/j.issn.2095-1469.2016.03.05

Abstract：To solve the problem of excessive vibration/noise during the driving of a pickup， a dynamic simulation analysis model was established based on the vibration isolation theory for suspension systems. The key vibration parameters such as modal parameters， stiffness and damping of the mounting system were analyzed， and the optimization result was obtained by setting the mounting block stiffness as design variable. The vibration isolation ratio of the powertrain mounting system and cab noise were measured and compared before and after optimization. The results show that after the design modification， the vibration isolation ratio increases significantly， the cab noise is lower， and the NVH quality is improved.

Keywords：automobile power assembly； vibration isolation； mounting system； optimization

汽車在行駛過程中產(chǎn)生噪聲與振動，直接影響操控性和人體乘坐的舒適性。分析其來源主要有兩個方面：一是由于路面凹凸不平產(chǎn)生的激勵通過懸架系統(tǒng)作用于車身，二是自身發(fā)動機運轉(zhuǎn)過程中，由于運動件的循環(huán)往復(fù)慣性力產(chǎn)生的周期性激勵，一旦該激勵與系統(tǒng)某一固有頻率一致則會產(chǎn)生共振，使整車振動加劇，產(chǎn)生極大的噪聲。近年來隨著路面質(zhì)量的改善和汽車懸架系統(tǒng)設(shè)計水平的提高，前者對整車NVH性能的影響越來越小，因此發(fā)動機自身的激勵在導(dǎo)致汽車振動中所起的作用則更加凸顯。要想使整車具備良好的乘坐舒適性，必須有效控制發(fā)動機振動的傳遞[1]。發(fā)動機及路面激勵通過懸置系統(tǒng)傳遞到車身，因此懸置系統(tǒng)隔振性能的優(yōu)劣直接影響整車的振動水平和人體舒適性。在理論研究方面，Suresh等基于一個六自由度的懸置系統(tǒng)模型，通過合理選擇設(shè)計變量及優(yōu)化條件，對懸置系統(tǒng)開展了優(yōu)化設(shè)計的工作[2]。Cho通過建立車體彈性有限元模型，用能量解耦法對懸置系統(tǒng)進行了解耦優(yōu)化設(shè)計，達到駕駛室內(nèi)結(jié)構(gòu)件振動加速度幅度降低的效果[3]。Johson等采用數(shù)學(xué)模型的方式，以固有頻率及振動解耦為目標函數(shù)，對懸置系統(tǒng)進行改進設(shè)計，提高了系統(tǒng)整體的隔振效果[4]。本研究針對某企業(yè)生產(chǎn)的一款皮卡車行駛過程中振動噪聲過大的問題，利用ADAMS建立了該車型發(fā)動機懸置系統(tǒng)的動力學(xué)仿真分析模型，根據(jù)系統(tǒng)懸置隔振理論對該動力總成懸置系統(tǒng)的隔振特性進行分析，在此基礎(chǔ)上進行優(yōu)化方案的設(shè)計，并通過駕駛室振動試驗對優(yōu)化前后的振動和噪聲進行對比。結(jié)果表明，改進后的懸置系統(tǒng)隔振率有了明顯上升，車內(nèi)噪聲值有所降低，整車NVH品質(zhì)得到提高。

1 動力總成懸置隔振理論

設(shè)計優(yōu)良的發(fā)動機懸置系統(tǒng)除了具備支撐、限位的作用，更應(yīng)起到較好的隔離振動能量傳遞的效果，以降低動力總成產(chǎn)生的振動向車身結(jié)構(gòu)部分的傳遞，并衰減由于路面激勵所引起的動力總成振動的疊加作用。

固定在基座上的發(fā)動機豎直方向的激振力用公式表示為，并以等價，則系統(tǒng)的運動微分方程為[5-6]：

傳遞率TR表示為傳遞力FT與激振力Feq的幅值之比，由式（4）可得：

式中：k為彈簧剛度，N/m ；c為粘性阻尼系數(shù)N·s/m；ω為激振頻率，rad/s；ωn為系統(tǒng)固有頻率，rad/s；m為集中質(zhì)量，kg；為阻尼比。取λ為激振頻率與系統(tǒng)固有頻率之比，即，則可知[7]：當時為共振區(qū)，小阻尼即能產(chǎn)生大振幅，破壞性極大；當時為隔振區(qū)，應(yīng)使系統(tǒng)激振頻率和固有頻率相分隔，是盡力避免的區(qū)域；當λ<0.75及時為系統(tǒng)正常工作區(qū)，隔振效果較好。因此，要較好地解決發(fā)動機振動引起的隔振難題，應(yīng)使系統(tǒng)的振動只產(chǎn)生在工作區(qū)域，而最大限度地避開隔振區(qū)域，其關(guān)鍵在于選取合適的頻率比λ。從隔振理論的分析可知，可從外界激勵和系統(tǒng)本身的固有特性兩個方面進行研究。

2 懸置系統(tǒng)建模與仿真

2.1 動力總成參數(shù)識別

在建立懸置系統(tǒng)模型及仿真分析優(yōu)化的過程中，動力總成參數(shù)測量的準確與否是影響數(shù)據(jù)結(jié)果的關(guān)鍵因素。對實車進行測量，獲得動力總成的質(zhì)心位置、質(zhì)量、慣性、慣性積以及發(fā)動機在各工況下的轉(zhuǎn)速、輸出轉(zhuǎn)矩等基本參數(shù)。其中，發(fā)動機重心距缸體前端面距離為515 mm，重心豎直分量位于曲軸中心線以下16 mm，重心水平分量位于曲軸中心線右側(cè)7 mm。表1和表2列出了質(zhì)量慣性矩參數(shù)以及剛度測量數(shù)值。

2.2 模型建立

利用ADAMS建立該車型動力總成懸置系統(tǒng)的仿真模型，懸置塊一端連接動力總成，另外一端通過支架固定在車架上。發(fā)動機振動產(chǎn)生的激勵通過懸置塊傳遞到支架，再由支架傳遞到車身。所建立的模型應(yīng)包括各總成零部件結(jié)構(gòu)，同時反映各部件之間的安裝位置和相對運動約束關(guān)系，尺寸參數(shù)和幾何定位參數(shù)可以通過對實車直接測量得到。賦予動力總成懸置模型實際的發(fā)動機質(zhì)量參數(shù)、質(zhì)心位置坐標、各個轉(zhuǎn)動慣量以及懸置處軸套剛度阻尼值等參數(shù)，構(gòu)建用于隔振性能分析的動力總成模型如圖1所示。

2.3 仿真結(jié)果分析

設(shè)計優(yōu)良的動力總成懸置系統(tǒng)應(yīng)能夠較好地隔離來自路面及發(fā)動機兩大主要振源的激勵。通過對系統(tǒng)隔振理論的分析可知，要想達到隔振效果，應(yīng)使隔振系統(tǒng)本身固有頻率與外界激振頻率的比值小于 0.75或大于。該車型搭載的發(fā)動機為四缸直列式汽油發(fā)動機，其怠速轉(zhuǎn)速為750 r/min，最高轉(zhuǎn)速為4 000 r/min。由于點火脈沖引起的激振力主要表現(xiàn)在發(fā)動機低轉(zhuǎn)速工況，計算出該發(fā)動機怠速時由點火脈沖引起的激振力頻率為：

式中：N為發(fā)動機汽缸數(shù)；n為曲軸轉(zhuǎn)速，r/min； C為發(fā)動機沖程數(shù)。要使動力總成懸置系統(tǒng)避開發(fā)動機的激振頻率，不產(chǎn)生共振，則應(yīng)使其固有頻率小于Hz。同時考慮路面激勵作用，路面激勵一般在2.5 Hz以下，要使動力總成懸置系統(tǒng)不與路面激振力產(chǎn)生共振，應(yīng)使其固有頻率大于Hz。在仿真分析過程中，主要在頻域范圍內(nèi)對發(fā)動機的動力總成進行振動特性分析，表3為分析所得的原車型動力總成懸置系統(tǒng)前6階固有模態(tài)頻率。

由仿真分析結(jié)果可知，發(fā)動機動力總成懸置系統(tǒng)第1階模態(tài)頻率為5.15 Hz，大于3.33 Hz，第2～5階模態(tài)頻率均處于允許范圍內(nèi)，可以有效避免與路面激振力產(chǎn)生共振。但是第6階模態(tài)頻率為20.63 Hz，超過17.68 Hz，則發(fā)動機處于怠速工況下有可能激發(fā)這一階模態(tài)，引發(fā)共振，從而使發(fā)動機振動幅度加大，振動噪聲加劇。因此，應(yīng)針對該車型動力總成懸置系統(tǒng)的隔振性能進行優(yōu)化設(shè)計。

3 隔振性能優(yōu)化

3.1 優(yōu)化方案設(shè)計

在對已有實際車型動力總成懸置系統(tǒng)進行隔振性能優(yōu)化分析的過程中，由于發(fā)動機端面最大彎矩對于前后懸置塊的安裝位置和相對偏轉(zhuǎn)角度有限制，因此不能做過多改變。另外由于懸置塊本身阻尼很小，在微小振幅振動下，其阻尼的變化對懸置系統(tǒng)動態(tài)特性的影響基本可以忽略，所以在優(yōu)化改進過程中主要考慮前后懸置本身的剛度。分別以前左懸置和后懸置的三個方向剛度作為設(shè)計變量[8]，選定6個變量分別為，其變化范圍為±30%，即。

基于隔振理論，按照理想懸置系統(tǒng)設(shè)計要求，設(shè)定優(yōu)化設(shè)計中目標函數(shù)為發(fā)動機怠速工況穩(wěn)態(tài)下各支撐點力響應(yīng)和力波動程度最小，約束條件為懸置系統(tǒng)6階模態(tài)頻率介于4～17.68 Hz，分析計算怠速時各支撐處響應(yīng)和力隨時間變化的響應(yīng)特性規(guī)律。考慮到懸置系統(tǒng)各階模態(tài)之間容易發(fā)生耦合，優(yōu)化設(shè)計方案應(yīng)使動力總成懸置系統(tǒng)具有較高的解耦特性，從而使懸置系統(tǒng)起到最佳的隔振效果。

3.2 優(yōu)化設(shè)計結(jié)果

動力總成懸置塊剛度的優(yōu)化能夠直接反映出路面及其它激勵對系統(tǒng)隔振效果的影響。對動力總成前后懸置塊剛度進行優(yōu)化分析，結(jié)果見表4。除了后懸x方向剛度值略有增加，其它方向的懸置塊剛度值在優(yōu)化后有明顯的降低，懸置支撐處響應(yīng)力的標準差值比優(yōu)化前降低了44%。通過合理匹配懸置的剛度參數(shù)就能夠更好地提高動力總成懸置系統(tǒng)的隔振特性。

在頻域范圍內(nèi)分析得出動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化前后的前6階固有頻率值，數(shù)據(jù)結(jié)果見表5。優(yōu)化后系統(tǒng)前6階固有頻率的數(shù)值避開了引發(fā)路面激勵共振頻率及發(fā)動機在怠速工況下最低激勵力共振頻率的影響。優(yōu)化后各階固有頻率比優(yōu)化前有所降低。第1階固有頻率為4.98 Hz，大于3.33 Hz，大于路面低頻激勵產(chǎn)生共振的數(shù)值；第6階固有頻率由20.63 Hz降至17.38 Hz，在原有的基礎(chǔ)上降低15.8%，降幅明顯，低于發(fā)動機在怠速工況下最低激振力頻率25 Hz，從而使動力總成懸置系統(tǒng)的隔振效果得到明顯增強。

4 駕駛室振動試驗分析

4.1 優(yōu)化前后隔振率對比

將改進前和改進后的懸置系統(tǒng)裝車進行實車測試，采用德國 Müller BBM 公司的測量系統(tǒng)和分析軟件，其中數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)包含32個通道，傳感器為三向加速度傳感器。以懸置系統(tǒng)左懸置作為研究對象，測點如圖2所示。分析得到在各發(fā)動機轉(zhuǎn)速下，優(yōu)化前原車與懸置改進后的車輛懸置點在不同坐標方向隔振率的對比結(jié)果，隔振率隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化曲線如圖3所示。針對原車怠速工況下隔振效果較差的情況，對懸置改進前后兩車懸置隔振率作了對比，柱狀圖如圖4所示。

將改進后動力總成懸置系統(tǒng)的隔振率與原車進行對比，發(fā)現(xiàn)隔振率有了顯著提高，尤其以左右懸置的優(yōu)化改進效果較為明顯，可見所采取的優(yōu)化方案是切實可行的。

4.2 優(yōu)化前后駕駛室噪聲值對比

駕駛室內(nèi)噪聲品質(zhì)是否得到改善，能夠主觀反映動力總成懸置系統(tǒng)隔振性能優(yōu)化的效果。按標準試驗方案選取噪聲測點為駕駛員右耳和后排左座椅右耳處，測試怠速工況駕駛室內(nèi)噪聲水平，數(shù)據(jù)分析結(jié)果見表6。在關(guān)門關(guān)窗，關(guān)門開窗，開門開窗三個工況中，對改進前后兩組數(shù)據(jù)進行對比，無論是駕駛員右耳還是后排座椅右耳，各工況噪聲值均有明顯的降低，后排座椅右耳各噪聲值的降低幅度更大一些，最大幅度達到13.4%。緩加速工況下兩測點車內(nèi)噪聲隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化曲線如圖5所示。

由表6可知，懸置優(yōu)化后車內(nèi)噪聲品質(zhì)有了一定程度的提高，同時根據(jù)圖4，懸置改進后，緩加速工況下車內(nèi)噪聲隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化曲線沒有出現(xiàn)峰值，而是隨轉(zhuǎn)速升高而增加，其中駕駛員右耳處噪聲上升幅度較快。

5 結(jié)論

（1）改進方案在原型車基礎(chǔ)上對前后懸置剛度參數(shù)進行了優(yōu)化設(shè)計，改進后車型懸置支撐處響應(yīng)力標準差值降幅明顯，達到44%。由此可見懸置系統(tǒng)在受激勵狀態(tài)下的幅值響應(yīng)波動較小，設(shè)計方案趨向穩(wěn)健。同時，動力總成懸置系統(tǒng)的固有頻率數(shù)值有效避開了來自路面激勵頻率及怠速工況下發(fā)動機最低頻率引發(fā)的共振現(xiàn)象，從而有效提升了系統(tǒng)的隔振性能水平。

（2）改進后車型動力總成懸置隔振率比原型車有了顯著提高，左右懸置隔振效果也比原型車有了明顯提升，尤其在z向，平均隔振率能達到20 dB，后懸置總體隔振率小于10 dB。因此，基于隔振原理建立仿真動力學(xué)模型，對原車懸置的改進優(yōu)化方案是可行的，但后懸置仍有很大的改進空間。

（3）與原車相比，懸置優(yōu)化后各工況各測點處駕駛室內(nèi)噪聲值有明顯降低，最大降低幅度達到13.4%，整車噪聲品質(zhì)有明顯提高，緩加速工況未出現(xiàn)噪聲峰值，滿足乘員舒適性的要求。

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