某動力總成六點懸置系統(tǒng)隔振性能提升

羅浩，居剛，黃先科

?

某動力總成六點懸置系統(tǒng)隔振性能提升

羅浩，居剛，黃先科

（安徽江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

隨著汽車制造和設(shè)計技術(shù)的不斷發(fā)展以及駕駛員對乘坐舒適性要求的提高，作為影響汽車NVH的重要一環(huán)，動力總成懸置系統(tǒng)的減振性能受到越來越多汽車廠家以及客戶的關(guān)注。文章將選取一款汽車動力總成懸置系統(tǒng)，通過建立其六自由度ADAMS模型對其振型及解耦進(jìn)行分析，并結(jié)合有限元分析提升懸置支架剛度，順利達(dá)成此車動力總成懸置系統(tǒng)在0-1000Hz的隔振性能目標(biāo)。

動力總成懸置系統(tǒng)；減振；懸置支架；剛度

1 引言

近年來，隨著汽車行業(yè)的競爭加劇以及人們對汽車舒適性要求的提高，汽車的振動噪音問題日益突出。動力總成作為汽車的主要振動源，其懸置系統(tǒng)隔振性能的好壞直接影響到整車的NVH性能。隨著動力總成懸置系統(tǒng)匹配設(shè)計技術(shù)的長期摸索和試驗驗證，得出懸置系統(tǒng)解耦率及懸置軟墊、懸置支架都對懸置系統(tǒng)的隔振性能起到非常重要的作用。

某汽車在完成mule車動力總成懸置系統(tǒng)的隔振率測試后（測試結(jié)果見表1），發(fā)現(xiàn)懸置系統(tǒng)隔振率較差，傳遞率最大達(dá)到85.9%，遠(yuǎn)大于此車要求動力總成振動傳遞率小于25%的指標(biāo)。從整車需要關(guān)注的振動加速度上分析，動力總成懸置振后加速度最大達(dá)到0.508g，遠(yuǎn)超出整車要求動力總成懸置振后加速度小于0.1g的基本要求。由于此款動力總成為整車首次搭載，很多性能參數(shù)需要實測和試驗驗證。因此，此車需要按照正向設(shè)計開發(fā)流程，根據(jù)實測參數(shù)重新匹配設(shè)計動力總成懸置系統(tǒng)方案。

2 懸置系統(tǒng)參數(shù)輸入與ADAMS模型建立

2.1 懸置系統(tǒng)參數(shù)輸入

為了獲得準(zhǔn)確的參數(shù)輸入，本車動力總成質(zhì)心位置、轉(zhuǎn)動慣量等十個參數(shù)采用了實測。坐標(biāo)系以動力總成飛輪殼后端面與曲軸中心線交點為原點，X軸與曲軸中心線平行，正向指向變速器端；Z向為缸體軸向，向上為正；右手定則確定Y向。

表1 某汽車動力總成懸置隔振率測試結(jié)果

由于動力總成機(jī)體對懸置安裝點有強(qiáng)度和彎矩限制，此車懸置系統(tǒng)經(jīng)過強(qiáng)度校核后采用六點點懸置。在整車數(shù)模上，對懸置系統(tǒng)周邊分組進(jìn)行空間布置校核，確定六個懸置點的安裝坐標(biāo)和安裝角度（懸置彈性主軸與懸置系統(tǒng)坐標(biāo)系夾角）。前懸置膠墊采用斜置式布置，斜置角度的設(shè)計原則是將左、右前懸置膠墊彈性中心匯聚于動力總成扭矩軸上。綜合考慮方案匹配的合理性以及前懸置膠墊結(jié)構(gòu)設(shè)計的可行性，將前懸置膠墊V向與整車Y向夾角設(shè)計為30°。

動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化后前、后懸置膠墊動剛度值見表2。

表2 懸置系統(tǒng)優(yōu)化后前、后懸置膠墊動剛度值（N/mm）

本車動力總成怠速700轉(zhuǎn)/分鐘，六缸對應(yīng)三階激勵頻率為35Hz。經(jīng)測試，前懸置膠墊、后懸置膠墊和輔助懸置膠墊的動靜比分別為1.35、1.4、1.3。

2.2 懸置系統(tǒng)ADAMS模型建立與解耦分析

根據(jù)六自由度動力總成懸置系統(tǒng)動力學(xué)理論，利用ADAMS軟件中的的振動模塊，對動力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行六自由度振動系統(tǒng)解耦分析。通過分析獲得了動力總成懸置系統(tǒng)的前6階模態(tài)，并且根據(jù)能量法分別計算出了每階振型下各個振動方向上的解耦率，見下表3所示：

表3 動力總成懸置六自由度振型模態(tài)及解耦率仿真結(jié)果

由仿真結(jié)果得知，該車型動力總成懸置各階模態(tài)頻率分布較為分散，各階模態(tài)頻率差均>1Hz，主要激勵方向Z向和Rxx向頻率差>2Hz，且各個方向上解耦率均>90%。模態(tài)頻率和解耦率均能很好地滿足懸置系統(tǒng)設(shè)計要求。

3 新方案試驗驗證與目標(biāo)達(dá)成分析

3.1 新方案懸置系統(tǒng)隔振率測試

在安裝新設(shè)計的懸置系統(tǒng)后，進(jìn)行隔振率測試，測試結(jié)果如下表4。測試結(jié)果顯示左、右前懸置傳遞率均較高，最大傳遞率為48.67%，懸置振后加速度最大達(dá)到0.19g，雖比原懸置系統(tǒng)有較大改善，但仍未達(dá)到整車對懸置系統(tǒng)的性能指標(biāo)要求。通過對表中數(shù)據(jù)進(jìn)行簡單分析后，可以發(fā)現(xiàn)不達(dá)標(biāo)項均集中在前懸置。因此，確定前懸置點為問題癥結(jié)，需要進(jìn)一步改進(jìn)。

表4 新方案動力總成懸置隔振率測試結(jié)果

從下圖1左、右前懸置的頻譜圖可以看出，動力總成左右懸置被動端在400Hz-600Hz之間存在較大峰值，部分頻率點出現(xiàn)振動放大現(xiàn)象，可能是懸置支架固有頻率與動力總成主要激勵頻率耦合導(dǎo)致共振。

圖1 動力總成左、右前懸置振動頻譜圖

3.2 懸置支架模態(tài)分析

為了進(jìn)一步驗證此判斷的正確性，需要借助有限元分析軟件對前懸置被動端支架的模態(tài)進(jìn)行計算分析。此次分析采用常用的有限元軟件HyperWorks，前處理模塊使用Hypermesh，后處理模塊使用HyperView，網(wǎng)格類型為四面體，網(wǎng)格大小為3，建立的懸置支架有限元模型和模態(tài)分析結(jié)果如圖2所示。

圖2 前懸置支架有限元模型和模態(tài)分析

從分析結(jié)果可以看出，此支架一階模態(tài)頻率為566Hz，介于試驗共振頻率400Hz和600Hz之間，與前懸置振動頻譜分析結(jié)果相符合，存在此頻率段的共振現(xiàn)象?？紤]到懸置支架在車架上的安裝點并不是純剛體，車架實際剛度會進(jìn)一步降低被動端懸置支架的模態(tài)。同時，此被動端支架在車架上的安裝位置為車架上、下翼面，相比于安裝位置在車架腹面，此安裝方式的剛度會更低，與頻譜圖中419Hz處就出現(xiàn)較大振動相符，此推斷在以前的懸置理論分析中已得到證實。

因此，可以確定改進(jìn)方向是重新設(shè)計前懸置被動端支架結(jié)構(gòu)，提升被動端支架剛度?；谡噷抑孟到y(tǒng)成本與性能的綜合考慮，初步設(shè)定目標(biāo)為前懸置被動端支架一階模態(tài)提升到800Hz以上。

4 支架優(yōu)化與隔振率再驗證

4.1 懸置支架優(yōu)化與模態(tài)分析

圖3 優(yōu)化后的懸置支架安裝模型與模態(tài)分析

結(jié)合此前懸置支架在車架上的布置空間，對支架的結(jié)構(gòu)和在車架上的安裝點進(jìn)行優(yōu)化，制定出優(yōu)化方案：取消原方案中的連接板結(jié)構(gòu)，將原方案中懸置支架在車架上、下翼面的安裝點都移到車架腹面。通過有限元分析，優(yōu)化后的懸置支架有限元模型和模態(tài)分析結(jié)果如圖3所示。

有限元分析結(jié)果顯示優(yōu)化后的支架一階模態(tài)頻率為1060Hz，達(dá)到了預(yù)定目標(biāo)，比原方案的支架一階模態(tài)566Hz提升明顯。

4.2 支架優(yōu)化后懸置系統(tǒng)隔振率測試

在換裝新設(shè)計的支架后，再次對動力總成懸置系統(tǒng)的隔振率進(jìn)行測試，支架優(yōu)化后的前懸置頻譜圖如圖4所示。發(fā)現(xiàn)支架優(yōu)化前的左右前懸置被動端在400Hz到650Hz之間出現(xiàn)大量振動放大或振動衰減不到位的現(xiàn)象消失，同時1000Hz內(nèi)高頻段的振動均得到較大改善。因此，可以確認(rèn)優(yōu)化后的懸置支架滿足動力總成懸置系統(tǒng)性能要求。

圖4 懸置支架優(yōu)化后的懸置隔振前、后頻譜圖

從表5中的懸置振后加速度和傳遞率隔測試結(jié)果可以看出，左、右前懸置最大傳遞率為12.43%，最大振后加速度為0.048g，比支架優(yōu)化前的測試結(jié)果均有了顯著的提升，均達(dá)到了整車對動力總成懸置系統(tǒng)振動傳遞率和最大振后加速度設(shè)定的性能指標(biāo)。

表5 懸置支架優(yōu)化后的動力總成懸置隔振率測試結(jié)果

依照整車開發(fā)初期對此車動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)定的減振指標(biāo)：振動傳遞率小于25%和振后加速度小于0.1g，同時參考汽車行業(yè)各大主流動力總成及整車廠對動力總成懸置系統(tǒng)隔振性能的要求，此款動力總成懸置系統(tǒng)最大傳遞率和最大振后加速度性能均處于優(yōu)秀水平。

5 結(jié)論

結(jié)合運(yùn)用動力學(xué)仿真軟件ADAMS對動力總成懸置系統(tǒng)振型模態(tài)和解耦率的計算驗證，以及有限元分析軟件對懸置支架結(jié)構(gòu)剛度進(jìn)行優(yōu)化，使此款汽車動力總成懸置系統(tǒng)的減振性能順利達(dá)成當(dāng)初設(shè)定的指標(biāo)，有效提升了整車的NVH性能和駕乘舒適性。

[1] 龐劍,諶剛,何華.汽車噪聲與振動—理論與應(yīng)用.北京:北京理工大學(xué)出版社,2006.

[2] 胡倩,陳劍,沈忠亮等.計及隔振率的動力總成懸置系統(tǒng)文件優(yōu)化設(shè)計[J].噪聲與振動控制,2015,35（4）:78-84.

[3] 徐石安.汽車動力總成彈性支撐隔振的解耦方法[J].汽車工程, 1995,17（4）:198-204.

[4] 趙艷青,劉本元,上官文斌.汽車動力總成懸置支架的優(yōu)化設(shè)計.汽車科技,2007（3）:10-12.

Improvement of Vibration Isolation Performance of Six-Point Mounting System of a Power Assembly

Luo Hao, Ju Gang, Huang Xianke

（Anhui Jianghuai Automobile CO. LTD, Anhui Hefei 230601）

With the continuous development of automobile manufacturing and design technology and the improvement of driver's riding comfort requirements, as an important part of NVH, the vibration reduction performance of powertrain mounting system has attracted more and more attention from automobile manufacturers and customers. In this paper, an automotive powertrain mounting system is selected, its vibration mode and decoupling are analyzed by establishing its six-degree-of-freedom ADAMS model, and the rigidity of the mounting bracket is improved by combining the finite element analysis. The vibration isolation performance of the powertrain mounting system at 0-1000Hz is successfully achieved.

Powertrain mounting system;Vibration reduction;Mounting bracket;Stiffness

U463.33

A

1671-7988(2019)07-115-04

羅浩，就職于安徽江淮汽車股份有限公司。

U463.33

A

1671-7988(2019)07-115-04

10.16638/j.cnki.1671-7988.2019.07.038