基于傳遞力的動力總成懸置系統(tǒng)測試評價研究

王楷焱，王靈犀

(沈陽理工大學(xué) 汽車與交通學(xué)院，沈陽 110159)

動力總成是汽車最主要的振動噪聲源，動力總成的振動直接影響到整車振動噪聲水平。動力總成懸置可有效地對動力總成傳遞到車身和底盤的振動進行控制。因此，懸置的隔振性能成為該零件最重要的性能之一[1-2]。

對懸置隔振性能進行測試和評價，直接影響到懸置系統(tǒng)和整車的性能開發(fā)及優(yōu)化。目前，最為常用的測試評價方式是通過振動加速度傳遞率進行評價。M Ravi Teja Reddy等[3]通過振動加速的方法對新型懸置系統(tǒng)進行了有效評價。陶慶水等[4]采用定置工況下測試懸置振動加速度傳遞率的方法對SUV懸置系統(tǒng)進行了測試和評價。振動加速度傳遞率的評價方法具有試驗方法簡單、測試設(shè)備產(chǎn)品成熟、傳感器體積小、易布置的特點。但在道路試驗時，評價結(jié)果會受到路面激勵的影響，尤其是在動力總成激勵較小或車輛行駛速度較快的工況下。

懸置力是動力總成通過懸置元件傳遞給車身或底盤的力，通過懸置傳遞力可直接對懸置隔振性能進行評價。但由于懸置力測試困難，因此目前少有人通過懸置力評價動力總成隔振性能。在懸置載荷獲取方面，U E Ozturk等[5]研制了一種用于后驅(qū)重型汽車發(fā)動機懸置六自由度載荷測量的多軸載荷傳感器，獲取了懸置載荷。張秉虎等[6]將路譜采集器應(yīng)用于懸置系統(tǒng)，獲得了懸置載荷。但以上研究中采集到的懸置載荷都用于懸置疲勞測試，少有用于懸置隔振性能評價。

本文主要通過懸置理論模型結(jié)合整車測試的方法，探索適用于整車條件下的動力總成懸置系統(tǒng)隔振性能的評價方式；為實現(xiàn)懸置傳遞力的測試，制作懸置測力傳感器，使用底盤測功機實現(xiàn)對傳感器的標定；通過對比定置工況和道路行駛工況的測試結(jié)果，得到適合懸置系統(tǒng)隔振性能的評價方式。

1 懸置隔振性能評價方法

1.1 理論模型評價

理論模型評價主要應(yīng)用于懸置系統(tǒng)的前期設(shè)計階段，包括對懸置元件的布置和模態(tài)參數(shù)的評價。布置評價主要考核懸置元件彈性中心連線與扭矩軸的夾角及距離。模態(tài)參數(shù)評價主要考核懸置系統(tǒng)各階模態(tài)分布、頻率間隔及各階模態(tài)能量解耦率。

1.2 振動加速度傳遞率評價

通過計算懸置主、被動側(cè)的振動加速度均方值的比值，對懸置隔振性能進行評價，懸置振動傳遞率可以表示為

(1)

或

(2)

式中：ap為被動側(cè)振動加速度均方根值；aa為主動側(cè)振動加速度幅值；Ta為懸置振動傳遞率；TdB為對數(shù)表示的振動傳遞率。

通常還可采用發(fā)動機二階激勵對應(yīng)的懸置主、被動側(cè)的振動加速度曲線幅值的比值進行輔助評價。

1.3 懸置被動側(cè)振動加速度

懸置被動側(cè)振動加速度一定程度上可反映動力總成實際傳遞到車身振動量能的大小。通常情況下，懸置被動側(cè)的振動加速度越小，車內(nèi)的振動水平越低，該評價方法常與懸置開發(fā)目標相對應(yīng)。

2 懸置系統(tǒng)理論模型分析評價

2.1 懸置系統(tǒng)建模搭建

為全面對樣車進行懸置系統(tǒng)隔振性能分析評價，首先通過仿真分析進行理論模型評價。

應(yīng)用機械系統(tǒng)動力學(xué)自動分析軟件(automatic dynamic analysis of mechnical system，ADAMS)建立懸置系統(tǒng)多體動力學(xué)模型。建模過程中將動力總成懸置系統(tǒng)簡化為質(zhì)點，對于懸置元件用“bushing”單元進行模擬[7-8]。根據(jù)動力總成懸置系統(tǒng)試驗測試結(jié)果，動力總成質(zhì)量參數(shù)如表1所示；懸置位置參數(shù)如表2所示；懸置剛度參數(shù)如表3所示。

表1 動力總成質(zhì)量參數(shù)

表2 懸置安裝位置參數(shù) mm

表3 懸置剛度參數(shù) N/mm

2.2 懸置系統(tǒng)模態(tài)分析

通過ADAMS/Vibration 模塊對模型進行模態(tài)分析，計算模型模態(tài)頻率和模態(tài)能量，計算結(jié)果如表4所示。

表4 模態(tài)計算結(jié)果

根據(jù)表4計算結(jié)果，樣車懸置系統(tǒng)各階模態(tài)頻率間隔在1Hz以上，可以有效避免模態(tài)頻率接近引起共振，較為合理。樣車發(fā)動機怠速轉(zhuǎn)速為800rpm，發(fā)動機激勵頻率f的計算公式為

(3)

2.3 動力總成懸置動態(tài)仿真

2.3.1 發(fā)動機激勵擬合

發(fā)動機的主要振動激勵包括：發(fā)動機往復(fù)慣性力、發(fā)動機俯仰力矩、側(cè)傾力矩等。對于直列4缸發(fā)動機，往復(fù)慣性力Fz可以表示為[10]

Fz=4msrω2λpcos2ωt

(4)

式中：ms為活塞等效質(zhì)量，kg；r為曲柄半徑，m；ω為曲軸角速度，rad/s；λp為曲柄連桿比；t為時間，s。

發(fā)動機俯仰力矩可表示為

(5)

發(fā)動機側(cè)傾力矩可表示為

MX=Fz·e

(6)

式中e為質(zhì)心與2、3缸中心線在曲軸軸線方向上的距離，m。

2.3.2 動態(tài)仿真分析

在模型中的發(fā)動機質(zhì)心位置添加發(fā)動機往復(fù)慣性力、發(fā)動機俯仰力矩、側(cè)傾力矩，進行仿真分析，分析工況如表5所示。

通過模型的仿真分析，獲得懸置傳遞力隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化曲線，如圖1所示。

圖1 不同工況懸置力仿真結(jié)果

由圖1可知，懸置傳遞力隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速的增加而逐漸減小，這主要是與發(fā)動機的振動激勵頻率有關(guān)。發(fā)動機在轉(zhuǎn)速較低時，雖然發(fā)動機的輸出扭矩較小，但振動的頻率低，振動幅度較大，導(dǎo)致懸置系統(tǒng)的傳遞力波動較大。圖1中，1000rpm前、后懸置傳遞力為20.31N 和31.23N，2500rpm前、后懸置傳遞力為12.19N 和22.89N，前、后懸置力變化幅度分別為40%和26.7%。

3 測力傳感器的設(shè)計與標定

3.1 測力傳感器設(shè)計與試制

動力總成產(chǎn)生的激振力一般通過動力總成-動力總成側(cè)懸置支架-懸置本體-車身側(cè)懸置支架-車身的路徑傳遞到車內(nèi)。因此，測試動力總成的懸置傳遞的力，就必須將傳感器布置到力的傳遞線路上。為保證懸置元件的連接強度和可靠性，懸置與動力總成、車身或副車架的連接點一般有2～4個；由于連接點過多，造成各點傳遞力分散，因此，該位置并不適合布置傳感器。本文采用在連接懸置膠體與車身側(cè)懸置支架的螺栓上布置電阻應(yīng)變片的方式進行懸置傳遞力的測試。由于該位置是懸置傳遞力的必經(jīng)之路，同時該位置連接螺栓僅有一個，具有唯一性，適合布置測力傳感器。

通過對懸置連接螺栓中部進行銑削加工，布置電阻應(yīng)變片，對貼片部位進行封裝等工作，制成懸置測力傳感器，如圖2所示。

圖2 懸置測力傳感器樣件

3.2 懸置測力測試系統(tǒng)搭建

懸置力的測試系統(tǒng)主要包括：懸置力測試部分(應(yīng)變片、電橋、放大器、濾波器)，加速度測試部分(加速度傳感器、放大器、濾波器)，數(shù)據(jù)采集器、分析程序、顯示、存儲等。試驗測試系統(tǒng)組成如圖3所示。

圖3 試驗測試系統(tǒng)組成圖

3.3 懸置測力傳感器的標定

由于測試系統(tǒng)采集的懸置測力傳感器信號為電壓信號，要得到懸置力的測試結(jié)果還需要對測力傳感器進行標定，獲得懸置傳遞力和測試信號的數(shù)值關(guān)系，標定流程如圖4所示。

圖4 測力傳感器標定流程

底盤測功機試驗測試現(xiàn)場如圖5所示。

圖5 底盤測功機測試

首先，通過底盤測功機進行整車測試。試驗樣車為1.5L直列四缸發(fā)動機汽油車，試驗車速為30km/h，發(fā)動機負載為全負荷，變速器擋位為2擋。測試獲得驅(qū)動輪驅(qū)動力曲線。根據(jù)發(fā)動機輸出扭矩與驅(qū)動輪驅(qū)動力關(guān)系，有

(7)

式中：ig為變速器傳動比；i0為主減速器速比；r為輪胎滾動半徑，m；ηT為傳動系統(tǒng)機械效率，%；Ttq為發(fā)動機輸出扭矩，N·m。

同時，根據(jù)試驗結(jié)果中懸置測力傳感器信號比值，得到前、后懸置力的比例關(guān)系?；诎l(fā)動機輸出扭矩和懸置反力矩的平衡關(guān)系，計算得到懸置力曲線。最后以懸置力曲線幅值為縱坐標，測試信號幅值為橫坐標繪制散點圖，并進行線性擬合，得到懸置力與測試信號幅值的比例關(guān)系為

F1=-9.01A1+1117

(8)

F2=10.21A2-1370

(9)

式中：F1、F2分別為前、后懸置的懸置力，N；A1、A2分別為傳感器測試信號幅值，mV。

4 整車測試與評價

4.1 整車懸置力測試

通過整車測試，可得到懸置傳遞力和懸置振動加速度的實際數(shù)據(jù)，為懸置隔振性能評價提供依據(jù)。

試驗設(shè)備包括：懸置測力傳感器，振動加速度傳感器，電腦筆記本，動態(tài)應(yīng)變儀，信號調(diào)理儀等。其中懸置測力傳感器布置在前、后懸置；同時在前、后懸置主被動側(cè)布置加速度傳感器。

測試工況主要包括定置工況、道路定轉(zhuǎn)速行駛工況，各工況試驗數(shù)據(jù)均在發(fā)動機轉(zhuǎn)速穩(wěn)定狀態(tài)下測得，具體見表6所示。

表6 試驗工況表 rpm

4.2 測試結(jié)果與分析

定置工況試驗懸置傳遞力與加速度傳遞率對比如圖6所示。

圖6中，前后懸置的傳遞力、加速度傳遞率1000rpm和3000rpm數(shù)據(jù)相比，其值均下降，懸置的隔振性能增強，這和仿真結(jié)果一致。

圖6 定置工況懸置傳遞力與加速度傳遞率對比

道路行駛工況懸置傳遞力與加速度傳遞率對比如圖7所示。

圖7 道路行駛工況懸置傳遞力與加速度傳遞率對比

由圖7a和圖7b可知，在2擋定轉(zhuǎn)速行駛工況下，懸置傳遞力和加速度傳遞率的變化趨勢在1500rpm后基本一致。由圖7c可知，在3擋定轉(zhuǎn)速行駛工況下，發(fā)動機前懸置傳遞力和加速度傳遞率的變化趨勢有較大差別，發(fā)動機加速度傳遞率在2000rpm后有明顯增大趨勢。由圖7d可知，在1500rpm后，懸置加速度傳遞率有明顯的增大，但懸置傳遞力變化速率沒有加速度傳遞率變化明顯，這和車輛速度有較大關(guān)系。

當車速較高時，路面對車身的激勵明顯增大，導(dǎo)致懸置車身側(cè)振動加速度大幅增加，影響懸置的加速度傳遞率，但對懸置傳遞力的影響并不十分明顯。

多工況下懸置傳遞力對比如圖8所示。

圖8 多工況下懸置傳遞力對比

由圖8可知，道路行駛工況下，懸置的傳遞力幅值相對于定置工況有一定的增大，在2500rpm前，懸置傳遞力變化趨勢基本一致。后懸置的傳遞力，在2擋2500rpm后，一定程度上受到路面激勵增加產(chǎn)生影響。圖8中3擋工況下，1000rpm時，前、后懸置傳遞力分別為21.64N和40.38N；2500rpm時，前、后懸置傳遞力分別為24.06N和51.47N，變化幅度分別為11.1%和27.5%。

多工況下加速度傳遞率對比如圖9所示。

圖9 多工況下加速度傳遞率對比

由圖9可知，定置工況和2擋行駛工況，懸置加速度傳遞率曲線變化趨勢較為一致。但3擋工況下，前懸置在2000rpm后、后懸置在1500rpm后，懸置的加速度傳遞率增加明顯。3擋工況下，1000rpm時，前、后懸置加速度傳遞率分別為25.64%和47.3%；2500rpm時，前、后懸置加速度傳遞率分別為57.29%和90.35%，變化幅度分別為123.4%和91%。表明在中高速行駛時，路面激勵對振動加速度傳遞率的干擾十分明顯。

通過以上分析可以確定懸置傳遞力與懸置振動加速度的評價方法，在無外界振動干擾或干擾較小時，評價效果較為一致；當存在較大外界干擾時，通過懸置力評價動力總成懸置隔振性能則更為可靠。懸置傳遞力在道路行駛工況下，更適合對動力總成懸置隔振性能進行評價。

5 結(jié)論

(1)建立動力總成懸置系統(tǒng)模型，對樣車懸置系統(tǒng)進行理論評價。懸置傳遞力的穩(wěn)態(tài)波動幅值隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速的增加而減小，1000rpm與2500rpm狀態(tài)下相比，前、后懸置力變化幅度分別為40%和26.7%，這一結(jié)果與試驗結(jié)果趨勢一致。

(2)通過在懸置連接螺栓上布置應(yīng)變片的方式，制作了懸置測力傳感器，計算出懸置傳遞力與傳感器信號幅值的比例關(guān)系，實現(xiàn)對傳感器標定。

(3)懸置傳遞力在車輛定置和低速行駛工況，對懸置隔振性能評價結(jié)果與加速度傳遞率評價結(jié)果基本一致。但3擋行駛發(fā)動機1000rpm 和2500rpm 工況下，前、后懸置加速度傳遞率試驗結(jié)果對比，分別增加123.4%和91%，而懸置傳遞力的增加幅度分別為11.1%和27.5%，說明在汽車中高速行駛時，懸置傳遞力較加速度傳遞率評價更為穩(wěn)定，更適用于整車道路行駛工況下的懸置隔振性能評價。