某SUV動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化

刁云廣

（清華大學(xué)蘇州汽車研究院（相城））

汽車的NVH性能越來越受到國內(nèi)汽車制造商和消費者的重視，NVH性能的好壞已經(jīng)成為汽車性能好壞的重要標(biāo)志之一。動力總成作為汽車的主要振動源，在輸出動力的同時也將振動和噪聲傳遞到車內(nèi)，動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計的好壞，對汽車的NVH性能有很大的影響。目前國內(nèi)很多汽車制造商，通過ADAMS軟件對懸置系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計。ADAMS軟件中有進(jìn)行懸置系統(tǒng)分析的功能，能夠處理一般的懸置解耦分析和優(yōu)化，但在優(yōu)化過程中存在優(yōu)化目標(biāo)單一和優(yōu)化邊界條件不容易確定等問題，往往要結(jié)合手動調(diào)試。文章根據(jù)能量法解耦原理，利用MATLAB軟件編程對動力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行計算，利用ISIGHT軟件與MATLAB軟件聯(lián)合對懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化，最后通過LMS數(shù)據(jù)采集設(shè)備進(jìn)行客觀測試，驗證優(yōu)化效果。

1 能量法解耦概述

動力總成在空間具有6個自由度，懸置系統(tǒng)在每個自由度方向上都有質(zhì)量和剛度，也就會存在一個模態(tài)，也稱之為動力總成系統(tǒng)的剛體模態(tài)。每個模態(tài)對應(yīng)一個模態(tài)頻率和振型。通常情況下，每個振型下的振動都不是唯一的，是多個方向的振動耦合在一起，其中某一個方向的振動量最大，所占有的能量最多，故稱其為這個振型下的主振動。主振動在這個振型中所占有的能量越多，說明這個方向的振動解耦率越好[1-3]。

2 動力總成懸置系統(tǒng)模態(tài)頻率和解耦率要求

懸置系統(tǒng)最低的模態(tài)頻率要避開車身懸架系統(tǒng)的頻率，一般乘用車懸架系統(tǒng)的偏頻在2 Hz以下，為了避免與懸架偏頻發(fā)生共振，懸置系統(tǒng)最低的模態(tài)頻率要大于懸架系統(tǒng)偏頻的√2倍，也就是應(yīng)該大于3 Hz。

懸置系統(tǒng)最高的模態(tài)頻率不可以大于發(fā)動機怠速2階振動頻率的1/√2倍，4缸發(fā)動機怠速頻率一般為25 Hz左右，所以最高的模態(tài)頻率不應(yīng)大于18 Hz[4]。

動力總成懸置系統(tǒng)的模態(tài)頻率數(shù)值不能靠的太近，避免在同一個模態(tài)頻率激起多個模態(tài)振動，模態(tài)頻率間隔最好控制在2 Hz以上。

對于大部分乘用車，動力總成是橫置的，此時動力總成工作產(chǎn)生的振動激勵主要是汽車垂直方向和俯仰方向，因此整車在這2個方向較容易產(chǎn)生振動，對這2個方向的解耦率要求也較高，要達(dá)到90%以上。其他方向的解耦率要達(dá)到80%以上。

3 項目車問題描述

在對項目車進(jìn)行整車狀態(tài)測試時發(fā)現(xiàn)，座椅導(dǎo)軌位置振動較大，對項目車懸置系統(tǒng)怠速和3擋加速隔振率進(jìn)行測試。怠速測試結(jié)果，如表1所示。

項目車懸置系統(tǒng)加速隔振率測試結(jié)果，如圖1所示。

圖1 項目車懸置系統(tǒng)加速隔振率測試結(jié)果

優(yōu)化前項目車懸置系統(tǒng)存在2個問題：1）怠速時，左懸置X，Y向、右懸置X向、后懸置X，Z向總隔振率低于20 dB；2）加速時，左懸置主階次隔振率在Y，Z向隔振率在多數(shù)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)均偏低，X向在低轉(zhuǎn)速（低于2 000 r/min）隔振率偏低[2]。

懸置系統(tǒng)隔振率不好，動力總成產(chǎn)生的振動會傳遞到車內(nèi)，造成整車的NVH性能下降。隔振率不好的原因可能是由于懸置系統(tǒng)解耦率和模態(tài)頻率設(shè)定不好，所以要對懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化。

4 懸置系統(tǒng)參數(shù)

項目車懸置系統(tǒng)動力總成參數(shù)，如表2所示；各懸置襯套點坐標(biāo)和剛度，如表3所示。

表2 項目車動力總成質(zhì)量參數(shù)

表3 項目車各置襯套點坐標(biāo)和剛度

動力總成懸置系統(tǒng)的襯套，在不同的頻率激勵下表現(xiàn)出的剛度是不同的，項目車懸置系統(tǒng)中左懸置和后懸置采用橡膠襯套，右懸置采用液壓襯套。橡膠襯套的動靜剛度比按照1.6計算，液壓襯套按照2.0計算。所有的坐標(biāo)方向都是參考整車坐標(biāo)系，所有的襯套沒有安裝角度。

5 MATLAB軟件模態(tài)計算

利用MATLAB軟件，基于能量法編輯程序，對原項目車動力總成懸置系統(tǒng)的模態(tài)頻率和解耦率進(jìn)行計算。MATLAB計算程序界面，如圖2所示。

圖2 懸置系統(tǒng)模態(tài)頻率和解耦率MATLAB計算程序界面

原項目車模態(tài)頻率和解耦率計算結(jié)果，如表4所示。

表4 原車動力總成懸置系統(tǒng)模態(tài)頻率和解耦率

從表4可以看出，原項目車在X方向、Z方向和繞著Y軸旋轉(zhuǎn)方向的解耦率均低于90%。最大的模態(tài)頻率為21.43 Hz，大于18 Hz。懸置系統(tǒng)需要優(yōu)化。

6 懸置系統(tǒng)優(yōu)化

針對原項目車動力總成懸置系統(tǒng)在模態(tài)頻率和解耦率方面存在的問題，采用MATLAB和ISIGHT軟件聯(lián)合的方法進(jìn)行優(yōu)化，其界面，如圖3所示。

圖3 MATLAB與ISIGHT軟件聯(lián)合仿真界面

優(yōu)化的變量為各懸置襯套的剛度，變化范圍在20%以內(nèi)。優(yōu)化目標(biāo)是Z向和繞Y軸旋轉(zhuǎn)方向的解耦率最大，約束條件是最小模態(tài)頻率大于3 Hz，最大模態(tài)頻率小于18 Hz，模態(tài)頻率間隔大于2 Hz，其余所有的模態(tài)解耦率均大于90%。解耦率優(yōu)化界面，如圖4所示。

圖4 動力總成懸置系統(tǒng)解耦率優(yōu)化界面

優(yōu)化后項目車動力總成懸置系統(tǒng)的模態(tài)頻率和解耦率，如表5所示。優(yōu)化后，懸置系統(tǒng)最高階模態(tài)頻率小于18 Hz，頻率間隔大于2 Hz，各方向解耦率均大于90%，得到了很好的結(jié)果。此時各懸置襯套的靜剛度，如表6所示。

表5 優(yōu)化后項目車動力總成懸置系統(tǒng)解耦率

表6 優(yōu)化后懸置系統(tǒng)襯套的靜剛度 N/mm

7 測試驗證

將項目車的襯套剛度更改為優(yōu)化后的剛度，并對襯套的材料進(jìn)行相應(yīng)改善，得到新的測試數(shù)據(jù)。優(yōu)化后項目車懸置系統(tǒng)怠速隔振率數(shù)據(jù)，如表7所示。

表7 優(yōu)化后項目車懸置系統(tǒng)怠速總隔振率（頻率范圍5～200 Hz）

優(yōu)化后項目車懸置系統(tǒng)加速隔振率數(shù)據(jù)，如圖5所示。

圖5 優(yōu)化后項目車懸置總隔振率曲線

根據(jù)優(yōu)化前后的試驗數(shù)據(jù)可知，在怠速工況下，由于避開了發(fā)動機的怠速頻率和解耦率的提高，懸置系統(tǒng)的隔振性能得到提升。加速工況下3個懸置襯套整體隔振率有一定提升。通過主觀評價也能感受到車身地板振動得到改善。

8 結(jié)論

通過MATLAB和ISIGHT軟件聯(lián)合的方法對懸置系統(tǒng)的模態(tài)頻率和解耦率進(jìn)行優(yōu)化，使懸置系統(tǒng)的性能得到了一定提升。表明動力總成懸置系統(tǒng)的模態(tài)頻率和解耦率對懸置系統(tǒng)的隔振率和整車NVH性能有一定影響。同時表明，基于能量法，通過MATLAB和ISIGHT軟件聯(lián)合對懸置系統(tǒng)模態(tài)頻率和解耦率進(jìn)行優(yōu)化快速并且準(zhǔn)確。

在懸置系統(tǒng)的優(yōu)化過程中，對于每一個襯套的各向剛度都有要求，但在生產(chǎn)過程中往往不易保證。橡膠材料對懸置系統(tǒng)的性能也具有一定的影響，對于材料的運用和懸置襯套剛度的選定也要兼顧懸置系統(tǒng)的耐久性能。