某前置發(fā)動(dòng)機(jī)客車懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)與試驗(yàn)分析

趙飛，杜志良，盛云，羅智，周宇

（濰柴動(dòng)力上海研發(fā)中心，上海 200000）

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某前置發(fā)動(dòng)機(jī)客車懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)與試驗(yàn)分析

趙飛，杜志良，盛云，羅智，周宇

（濰柴動(dòng)力上海研發(fā)中心，上海 200000）

某前置發(fā)動(dòng)機(jī)客車在怠速及行駛工況下存在車身前部振動(dòng)劇烈、車內(nèi)噪聲偏大的現(xiàn)象，極大地影響車輛的乘坐舒適性。文章針對(duì)該問題，采用 ADAMS軟件建立動(dòng)力學(xué)模型對(duì)車輛動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)隔振性能進(jìn)行分析及優(yōu)化設(shè)計(jì)，并據(jù)此提出懸置改進(jìn)方案。試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果表明，優(yōu)化改進(jìn)后懸置系統(tǒng)的隔振效果明顯提高，樣車振動(dòng)、噪聲問題得到有效改善。

懸置系統(tǒng)；隔振性能；能量解耦；優(yōu)化設(shè)計(jì)；試驗(yàn)分析

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.06.048

CLC NO.: U462.2+2 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2016)06-140-03

前言

汽車發(fā)動(dòng)機(jī)在工作時(shí)會(huì)產(chǎn)生不平衡慣性力和波動(dòng)力矩，激發(fā)動(dòng)力總成與車身的振動(dòng)，是汽車的一個(gè)主要振動(dòng)源。動(dòng)力總成通過懸置元件與車架連接，懸置系統(tǒng)起到隔振、支撐和限位的作用。動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)作為車輛的一個(gè)重要彈性減振系統(tǒng)，其振動(dòng)的傳遞特性對(duì)汽車舒適性和NVH性能有很大影響[1]。匹配合適的懸置系統(tǒng)，最大限度的降低動(dòng)力總成振動(dòng)向車身的傳遞是汽車減振、降噪的重要環(huán)節(jié)。

某前置發(fā)動(dòng)機(jī)客車在怠速及行駛過程中車輛前部振動(dòng)劇烈，車內(nèi)噪聲偏大，乘坐舒適性較差。進(jìn)行主觀評(píng)價(jià)及試驗(yàn)測(cè)試發(fā)現(xiàn)，上述現(xiàn)象主要由動(dòng)力總成懸置匹配不當(dāng)造成，懸置系統(tǒng)的隔振性能不佳，動(dòng)力總成及附件振動(dòng)位移較大。本文即對(duì)該客車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化匹配，在ADAMS軟件中建立懸置系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，通過提高能量解耦率、降低懸置支反力等來提升懸置系統(tǒng)的隔振性能。

1、試驗(yàn)概況

1.1試驗(yàn)樣車

試驗(yàn)樣車主要技術(shù)參數(shù)見表1。

樣車配置直列四缸柴油發(fā)動(dòng)機(jī)、四檔自動(dòng)變速器，發(fā)動(dòng)機(jī)前置后驅(qū)。動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)為四點(diǎn)布置方案，自由端懸置為45°夾角對(duì)稱布置，飛輪端懸置為水平布置型式。

表1　試驗(yàn)客車主要技術(shù)參數(shù)

1.2問題描述

對(duì)樣車進(jìn)行主觀評(píng)價(jià)，發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)、噪聲問題非常突出，樣車整車路試反饋的問題如下：

（1）怠速工況，動(dòng)力總成振動(dòng)劇烈，發(fā)動(dòng)機(jī)及附件振動(dòng)位移明顯。

（2）行駛工況，車輛前部振動(dòng)劇烈，方向盤、儀表盤振感明顯，車內(nèi)噪聲偏大，乘坐舒適性較差。

分析表明：樣車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)隔振性能較差，自由端、飛輪端懸置隔振的一致性不好，懸置軟墊匹配不合理。需要對(duì)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，以提高整車的乘坐舒適性。

2、懸置系統(tǒng)優(yōu)化、改進(jìn)

2.1懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)的一般要求

在懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)選取恰當(dāng)?shù)膽抑脛偠群瓦m當(dāng)?shù)淖枘?，以使?dòng)力總成懸置系統(tǒng)的固有頻率避開整車各子系統(tǒng)的固有頻率以免發(fā)生共振。同時(shí)，應(yīng)對(duì)懸置系統(tǒng)進(jìn)行解耦設(shè)計(jì)，以盡可能消除六個(gè)剛體模態(tài)之間存在的耦合作用[2]。具體要求如下：

(1)頻率分布：六個(gè)方向的剛體模態(tài)固有頻率介于5Hz~25Hz，相鄰兩階固有頻率之間的頻率間隔大于0.5Hz，且最高階固有頻率應(yīng)低于發(fā)動(dòng)機(jī)主階次激勵(lì)頻率的0.707倍；

(2)能量解耦：垂向振動(dòng)、側(cè)傾轉(zhuǎn)動(dòng)方向剛體振動(dòng)模態(tài)的能量解耦期望達(dá)到 90%以上,其它方向的能量解耦達(dá)到 85%以上；

(3)位移控制設(shè)計(jì)：基于懸置系統(tǒng)的靜剛度參數(shù)，計(jì)算動(dòng)力總成在單位載荷作用下其質(zhì)心位移變化量，分析是否滿足整車總布置的設(shè)計(jì)要求。

2.2剛體動(dòng)力學(xué)建模分析

將樣車動(dòng)力總成系統(tǒng)作為研究對(duì)象，借助 ADAMS/VIEW軟件，建立其剛體動(dòng)力學(xué)模型，輸入動(dòng)力總成的質(zhì)量及慣量參數(shù)，總成質(zhì)量938Kg，模型如圖1。

對(duì)樣車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行剛體模態(tài)分析，得出結(jié)果見表 2。可以看出，樣車懸置系統(tǒng)的固有頻率分布不合理，最小頻率間隔僅0.1Hz，最高階模態(tài)頻率接近14.14Hz（發(fā)動(dòng)機(jī)主階次激勵(lì)頻率 20Hz/1.414），懸置軟墊配置偏硬；各方向能量解耦情況亦不很理想。因此，需要對(duì)懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化、改進(jìn)。

圖1　懸置系統(tǒng)剛體動(dòng)力學(xué)模型

表2　懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)各階固有頻率及能量解耦率

2.3懸置系統(tǒng)優(yōu)化模型

對(duì)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，主要涉及到優(yōu)化變量、目標(biāo)函數(shù)、約束條件等方面[3]。鑒于樣車懸置總體布置改動(dòng)的工作量較大，本文只以懸置軟墊的剛度參數(shù)作為優(yōu)化設(shè)計(jì)變量。

(1)優(yōu)化目標(biāo)函數(shù)： 對(duì)懸置系統(tǒng)開展基于能量解耦的多目標(biāo)優(yōu)化，以各方向能量解耦百分比最大為優(yōu)化目標(biāo)函數(shù)。以能量解耦率為響應(yīng)量，對(duì)剛度參數(shù)進(jìn)行靈敏度分析。

(2)優(yōu)化設(shè)計(jì)變量：以懸置元件的剛度參數(shù)作為設(shè)計(jì)變量。分別為：自由端懸置縱向剛度K1X、橫向剛度K1Y、垂向剛度K1Z；飛輪端懸置縱向剛度K2X、橫向剛度K2Y、垂向剛度K2Z，共六個(gè)變量。

(3)優(yōu)化約束條件：

a.設(shè)計(jì)變量懸置剛度范圍以原參數(shù)為基準(zhǔn)正負(fù)變化50%，即K原×50%≤K ≤K原×150%；

b.頻率間隔fi-fj≥0.5Hz。

2.4懸置系統(tǒng)優(yōu)化結(jié)果分析

根據(jù)上述優(yōu)化模型，對(duì)樣車懸置系統(tǒng)進(jìn)行解耦優(yōu)化，優(yōu)化結(jié)果見表3~表4。

表3　優(yōu)化前后懸置靜剛度變化 N/mm

表4　優(yōu)化前后頻率分布、能量解耦率變化

從優(yōu)化結(jié)果可以看出，各方向能量解耦率均有一定程度提高，最小頻率間隔由0.1Hz提高到0.64Hz，最高階頻率由13.93Hz降為12.54Hz，剛體模態(tài)頻率分布更為合理。

對(duì)單位載荷工況下動(dòng)力總成的質(zhì)心靜態(tài)位移進(jìn)行校驗(yàn)，見表 5?？梢?，優(yōu)化后的懸置參數(shù)滿足動(dòng)力總成位移條件限值要求。

表5　單位載荷工況下動(dòng)力總成質(zhì)心靜態(tài)位移

對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)下的動(dòng)力總成懸置軟墊支撐反作用力進(jìn)行校驗(yàn)。模擬四缸發(fā)動(dòng)機(jī)工作狀態(tài)下產(chǎn)生的往復(fù)慣性激勵(lì)力FZ、慣性力產(chǎn)生的扭矩MXm與氣體燃燒壓力產(chǎn)生的扭矩MXg[4]，見式（1）。

式中：=2πn/60，n為發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸轉(zhuǎn)速；質(zhì)量ms包括活塞質(zhì)量，1/3~1/4的連桿質(zhì)量；λp=r/l ， r為曲柄半徑， l為連桿長(zhǎng)度；MX為發(fā)動(dòng)機(jī)有效輸出扭矩；

a2、 φ2為正弦激勵(lì)波的振動(dòng)幅值和相位角。

將上述模擬激勵(lì)施加于懸置系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，計(jì)算懸置軟墊在發(fā)動(dòng)機(jī)工作狀態(tài)下的支反力最大值，結(jié)果見表 6。可見，經(jīng)優(yōu)化后懸置系統(tǒng)在發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)下的支撐反作用力降低，從而相應(yīng)減小動(dòng)力總成振動(dòng)向車身的傳遞。

表6　發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)下懸置軟墊支反力最大值

3、試驗(yàn)驗(yàn)證

根據(jù)懸置系統(tǒng)優(yōu)化結(jié)果，按性能參數(shù)要求制作懸置軟墊樣件，并在樣車上換裝。對(duì)換裝前后懸置系統(tǒng)的隔振性能進(jìn)行對(duì)比測(cè)試，加速度傳感器布置見圖2。

圖2　加速度傳感器布置位置

本文以車輛定置、發(fā)動(dòng)機(jī)怠速工況下動(dòng)力總成懸置的隔振率指標(biāo)來評(píng)價(jià)懸置的減振性能，見式（2）。

式中：被動(dòng)端v——懸置軟墊與車架連接支架處的振動(dòng)烈度，單位：mm/s

v主動(dòng)端——懸置軟墊與動(dòng)力總成連接支架處的振動(dòng)烈度，單位：mm/s

振動(dòng)烈度為2Hz~1000Hz頻率范圍內(nèi)所測(cè)振動(dòng)速度的均方根值[5]。

怠速工況下，懸置系統(tǒng)隔振測(cè)試結(jié)果見表7。分析可知：

(1)優(yōu)化前，樣車動(dòng)力總成自由端懸置隔振率介于84%~85%，飛輪端懸置隔振率介于70%~76%，自由端、飛輪端懸置隔振的一致性較差；優(yōu)化后，所有懸置點(diǎn)的隔振率都在88%以上，整體隔振效果得到顯著改善。

(2)優(yōu)化前，四個(gè)懸置點(diǎn)與車架連接處振動(dòng)烈度介于5.8 mm/s ~11.4 mm/s；優(yōu)化后，四個(gè)懸置點(diǎn)與車架連接處振動(dòng)烈度均小于2.9 mm/s。優(yōu)化改進(jìn)后的懸置系統(tǒng)，有效降低了振動(dòng)向車身端的傳遞。

表7　優(yōu)化前后懸置系統(tǒng)隔振性能變化

對(duì)優(yōu)化懸置后樣車進(jìn)行路試主觀評(píng)價(jià)：在怠速及行駛過程中車輛前部振動(dòng)劇烈現(xiàn)象得到了有效改善，車內(nèi)噪聲明顯降低，乘坐舒適性能得以提升。

4、結(jié)束語

本文對(duì)某發(fā)動(dòng)機(jī)前置客車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化匹配，在ADAMS軟件中建立懸置系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，進(jìn)行以提高能量解耦率、降低懸置動(dòng)反力為目標(biāo)的優(yōu)化計(jì)算，并提出懸置優(yōu)化改進(jìn)方案。經(jīng)試驗(yàn)驗(yàn)證：優(yōu)化后懸置系統(tǒng)隔振性能及隔振一致性明顯提高，樣車的乘坐舒適性顯著提升。

[1] 陳南主編 汽車振動(dòng)與噪聲控制[M]. 北京：人民交通出版社.

[2] 發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)多目標(biāo)優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].重慶大學(xué)學(xué)報(bào)，自然科學(xué)版，2001,24（2）：41-44.

[3] 徐中明,李曉.動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)改進(jìn)與試驗(yàn)分析 [J].重慶理工大學(xué)學(xué)報(bào)：自然科學(xué)版，2011,（1）：6-10.

[4] Manfred Mitschke. Dynamik der krafahrzeuge[M].德國:Springer

[5] GB/T 10397-2003 中小功率柴油機(jī) 振動(dòng)評(píng)級(jí)[S]. 2003年.

Optimization design and Experimental Analysis on Mounting system of Bus which with Front-mounted Engine

Zhao Fei, Du Zhiliang, Sheng Yun, Luo Zhi, Zhou Yu
( Weichai Power Co., Ltd. Shanghai R&D Center, Shanghai 200000 )

Severe abnormal vibration and noise emerged in an bus with front-mounted engine during idling and travelling mode,which greatly influenced the ride comfort of vehicle. This paper aims at these problems, analysing and optimizing the powertrain mounting system of vehicle according the dynamic model which is established by ADAMS software, then an improved program are proposed. Experimental Tests prove that vibration isolation performance of mounting is remarkably improving,the NVH performance of vehicle is evidently promoted.

Mounting system; Vibration isolation performance; Energy decoupling ; Optimization design; Expermental analysis

趙飛，就職于濰柴動(dòng)力上海研發(fā)中心， 研究方向?yàn)檎嘚VH性能試驗(yàn)與仿真。

U462.2+2

A

1671-7988 （2016）06-140-03