某商用車(chē)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)隔振性能優(yōu)化

王康，沈保山，游專(zhuān)

(無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院汽車(chē)與交通學(xué)院，江蘇無(wú)錫 214000)

0 引言

隨著經(jīng)濟(jì)的發(fā)展,客戶(hù)購(gòu)買(mǎi)車(chē)輛時(shí),不再僅僅考慮其使用經(jīng)濟(jì)性、可靠性及購(gòu)買(mǎi)成本，對(duì)于車(chē)輛乘坐舒適性的要求越來(lái)越高。振動(dòng)一方面會(huì)通過(guò)車(chē)架傳遞到車(chē)身內(nèi)，使乘客產(chǎn)生疲勞感，影響駕乘舒適性;另一方面還會(huì)影響汽車(chē)的操作性、行車(chē)安全性和零部件的使用壽命。因此，提升汽車(chē)的噪聲、振動(dòng)與聲振粗糙度(noise、vibration、harshness,NVH)性能，對(duì)于提高車(chē)輛的綜合性能具有重要意義。

汽車(chē)動(dòng)力總成懸置除具備支撐動(dòng)力總成質(zhì)量、避免動(dòng)力總成與周邊附件發(fā)生干涉的功能外，還起到隔離動(dòng)力總成及地面激勵(lì)振動(dòng)傳遞、提升整車(chē)NVH性能的作用。因橡膠懸置具有較高的性?xún)r(jià)比，被廣泛地應(yīng)用于商用車(chē)領(lǐng)域。

考慮到成本及庫(kù)存等問(wèn)題，文中重點(diǎn)對(duì)后懸置軟墊3個(gè)方向的剛度進(jìn)行了優(yōu)化，并對(duì)剛度優(yōu)化前、后的懸置系統(tǒng)的隔振性能進(jìn)行了理論計(jì)算。

1 懸置系統(tǒng)計(jì)算模型

因動(dòng)力總成彈性體的剛度較大，其模態(tài)頻率較高，且懸置支撐側(cè)的動(dòng)剛度通常要求是懸置軟墊剛度的10倍以上，其振動(dòng)較小，所以一般將懸置系統(tǒng)簡(jiǎn)化為一個(gè)無(wú)阻尼、空間六自由度的振動(dòng)系統(tǒng)。懸置系統(tǒng)計(jì)算模型如圖1所示，其振動(dòng)特性與動(dòng)力總成的質(zhì)量、質(zhì)心、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量及懸置軟墊各向剛度、支撐位置相關(guān)。

圖1 懸置系統(tǒng)計(jì)算模型

2 懸置系統(tǒng)隔振原理

動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的隔振包括兩個(gè)方面：一是消極隔振，即減少由于路面不平產(chǎn)生的底盤(pán)對(duì)動(dòng)力總成的沖擊；二是積極隔振，即減少動(dòng)力總成對(duì)底盤(pán)的沖擊。發(fā)動(dòng)機(jī)隔振原理簡(jiǎn)圖如圖2所示。

圖2 發(fā)動(dòng)機(jī)隔振原理簡(jiǎn)圖

在不考慮彈簧質(zhì)量時(shí)，動(dòng)力總成豎向激振力為：

=sin=ej。

(1)

則系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)微分方程為：

(2)

則，在作用下產(chǎn)生的動(dòng)力總成豎向位移幅值為：

(3)

傳遞到基礎(chǔ)上的傳遞力為：

(4)

其幅值為：

(5)

傳遞力的幅值與激振力的幅值之比稱(chēng)為傳遞率，其計(jì)算公式為：

(6)

由式(6)可得不同阻尼比下，不同頻率比對(duì)傳遞率的影響，如圖3所示。由圖可知，使激振頻率與懸置系統(tǒng)固有頻率的比值處于合理位置降低振動(dòng)傳遞率可有效實(shí)現(xiàn)減振作用。

圖3 頻率比-傳遞率變化曲線(xiàn)

3 懸置系統(tǒng)計(jì)算準(zhǔn)備

3.1 懸置參數(shù)

文中動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)為三點(diǎn)(前二后一)支撐，前部左、右懸置對(duì)稱(chēng)分布，其支撐面與水平面之間的夾角為45°；后懸置與水平面夾角為0°。懸置本身坐標(biāo)、、分別與整車(chē)坐標(biāo)系、、對(duì)應(yīng)，其主軸方向的剛度見(jiàn)表1。

表1 懸置各主軸剛度 單位：N/mm

3.2 動(dòng)力總成參數(shù)獲取

動(dòng)力總成的質(zhì)量、質(zhì)心、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等參數(shù)對(duì)橡膠懸置設(shè)計(jì)至關(guān)重要，需要較為準(zhǔn)確的數(shù)值。文中利用某公司生產(chǎn)的慣性參數(shù)測(cè)試臺(tái)對(duì)其進(jìn)行了測(cè)試，如圖4所示，慣性參數(shù)見(jiàn)表2。

圖4 慣性參數(shù)測(cè)試臺(tái)

表2 動(dòng)力總成慣性參數(shù)

4 懸置系統(tǒng)隔振性能計(jì)算及優(yōu)化

4.1 原懸置系統(tǒng)解耦計(jì)算

根據(jù)上述參數(shù)，以動(dòng)倍率1.4確定懸置動(dòng)剛度后，使用MATLAB程序進(jìn)行系統(tǒng)解耦計(jì)算，所得結(jié)果見(jiàn)表3。

表3 前六階頻率和解耦率

由計(jì)算結(jié)果可以看出，該懸置系統(tǒng)的第三至第六階中，相鄰兩階的頻率間隔小于1 Hz，并且各階解耦率均低于75%，各階模態(tài)間關(guān)聯(lián)較大，且實(shí)際隔振效果也不理想，存在優(yōu)化空間。

4.2 后懸置剛度優(yōu)化

考慮到零部件庫(kù)存和通用性的問(wèn)題，文中只選取后懸置3個(gè)方向的剛度作為優(yōu)化變量，在改動(dòng)量最小的情況下，提升系統(tǒng)的隔振性能。

參考其他車(chē)型懸置剛度，將、、方向的優(yōu)化空間均設(shè)定為[100,700]N/mm,頻率范圍設(shè)定為[5,17.5]Hz，同時(shí)約束前六階解耦率大于80%。以各個(gè)方向上的解耦率加權(quán)和最大化作為目標(biāo)值，對(duì)后懸置剛度進(jìn)行優(yōu)化匹配。

由MATLAB多目標(biāo)優(yōu)化程序得到后懸置的理論動(dòng)剛度值，圓整后的動(dòng)剛度值分別為150、350、600 N/mm。

4.3 優(yōu)化后懸置系統(tǒng)解耦計(jì)算

將優(yōu)化后的動(dòng)剛度值代入懸置系統(tǒng)，并進(jìn)行隔振性能計(jì)算，計(jì)算結(jié)果見(jiàn)表4。

表4 優(yōu)化后方案的固有頻率和解耦率

由表4可知，前六階解耦率均大于80%，各方向的頻率間隔均大于1 Hz，基本滿(mǎn)足頻率分離和解耦要求。

5 結(jié)束語(yǔ)

文中首先計(jì)算了現(xiàn)有動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的固有頻率和解耦，對(duì)計(jì)算結(jié)果進(jìn)行判斷后，使用MATLAB多目標(biāo)優(yōu)化方法對(duì)后懸置剛度進(jìn)行了優(yōu)化計(jì)算，獲得了后懸置優(yōu)化剛度值，最后對(duì)優(yōu)化后懸置系統(tǒng)的隔振性能進(jìn)行了理論計(jì)算驗(yàn)證，為懸置系統(tǒng)隔振性能提升提供了理論支持。