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整車環(huán)境下動力總成懸置系統(tǒng)振動特性研究
2022-02-16 09:47:12· 來源：汽車NVH云講堂
摘要：基于動力總成懸置系統(tǒng)的振動處于整車環(huán)境的考慮，建立包含動力總成懸置系統(tǒng)的整車虛擬樣機模型．對比六自由度和整車環(huán)境下動力總成懸置系統(tǒng)的固有特性；通
摘要：基于動力總成懸置系統(tǒng)的振動處于整車環(huán)境的考慮，建立包含動力總成懸置系統(tǒng)的整車虛擬樣機模型．對比六自由度和整車環(huán)境下動力總成懸置系統(tǒng)的固有特性；通過整車在Ｂ級路面行駛試驗，分析動力總成懸置系統(tǒng)的振動響應(yīng)特性；通過整車在極限工況行駛的模擬，對動力總成的位移和懸置元件的變形進行研究．結(jié)果表明：整車建模更好地反映實際振動情況，可用于動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計流程中的匹配設(shè)計、振動分析、動載荷校核和空間位置干涉校核等環(huán)節(jié)．
關(guān)鍵詞：整車；懸置系統(tǒng)；固有特性；振動
０ 引言
動力總成懸置系統(tǒng)的振動直接影響汽車乘坐舒適性［１］．在動力總成懸置系統(tǒng)的研究中，基于剛性基礎(chǔ)假設(shè)的六自由度模型建模方式被廣泛使用［２］．然而動力總成處于整車這樣一個復(fù)雜的系統(tǒng)中，并且汽車朝著輕量化方向發(fā)展，動力總成相對于車身的質(zhì)量比重上升，動力總成支撐于剛性基礎(chǔ)的假設(shè)建立的六自由度模型變得不可靠［３］．因此，很多學者提出在整車中研究動力總成懸置系統(tǒng)．文［４］在簡化的整車模型基礎(chǔ)上，以怠速工況汽車座椅地板處的振動響應(yīng)最小為目標，對懸置的位置和剛度進行優(yōu)化；文［５］建立了１３自由度整車動力學模型，并對六自由度和十三自由度模型的固有特性進行比較；文［６］在建立比較完善的整車模型的基礎(chǔ)上，通過正交試驗研究發(fā)動機懸置參數(shù)對座椅振動的影響，并對影響大的參數(shù)進行優(yōu)化．
然而，現(xiàn)有研究或者對整車系統(tǒng)進行大量簡化，或者沒有考慮有路面激勵情況下的動力總成懸置系統(tǒng)的響應(yīng)問題．同時，對懸置系統(tǒng)設(shè)計過程中懸置元件動載荷的校核以及各零部件空間位置干涉情況校核鮮有研究．
本研究以某國產(chǎn)轎車三點式橡膠懸置為例，建立包含動力總成懸置系統(tǒng)的整車動力學仿真模型．比較了六自由度模型和整車模型中動力總成的固有特性．通過整車在Ｂ級路面的行駛試驗對動力總成的振動響應(yīng)和懸置元件的動載荷進行分析．同時，模擬汽車特殊工況下的行駛狀態(tài)，對動力總成的空間位移和懸置元件的限位情況進行研究．通過整車建模對動力總成懸置系統(tǒng)展開研究，為懸置系統(tǒng)的設(shè)計分析提供參考．
１ 系統(tǒng)模型建立
１．１ 動力總成懸置系統(tǒng)建模
動力總成的固有頻率遠大于懸置系統(tǒng)的頻率，因此可以將動力總成假設(shè)為剛體，而橡膠懸置元件簡化成三根互相垂直的彈簧阻尼元件，這樣動力總成懸置系統(tǒng)就簡化為一個六自由度的振動模型［７］．如圖１所示．在建模時采用圖１中所示的坐標系．坐標原點為動力總成質(zhì)心，ｘ軸正向平行于曲軸中心線并指向發(fā)動機前方，ｚ軸正向與發(fā)動機缸體中心線平行指向上方，ｙ軸正向根據(jù)右手定則確定．
１．２ 整車虛擬樣機建模
以某Ａ型車為例，該車型前懸架為雙橫臂獨立懸架，后懸架為斜置臂獨立懸架；轉(zhuǎn)向系統(tǒng)采用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向機構(gòu)；動力總成采用三點支撐，三個懸置元件為橡膠懸置．汽車是一個復(fù)雜系統(tǒng)，在整車建模時可以把對本研究影響不大的部分進行簡化．本研究對于各部分子系統(tǒng)做如下假設(shè)：１）將承載式車身簡化到其質(zhì)心，用一個質(zhì)量塊表示；２）懸架系統(tǒng)簡化為線性剛度和阻尼；３）制動系統(tǒng)和座椅系統(tǒng)對本研究影響較小，將其質(zhì)量慣性特性簡化到車身質(zhì)量塊．動力總成懸置系統(tǒng)的假設(shè)如１．１節(jié)所述．在ＡＤＡＭＳ進行虛擬樣機建模時，橡膠懸置元件使用ＢＵＳＨＩＮＧ力元代替［８］，并按實際安裝角度將動力總成安裝在車架上；汽車輪胎采用ＵＡ輪胎模型．在Ａｄａｍｓ／Ｖｉｅｗ中建立整車虛擬樣機模型如圖２所示．
２ 動力總成激振力分析
對于單缸發(fā)動機，作用在汽車的激振力有往復(fù)直線運動質(zhì)量的往復(fù)慣性力，旋轉(zhuǎn)運動質(zhì)量的旋轉(zhuǎn)慣性力和由曲軸旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的反向力矩．對于直列四缸發(fā)動機，在設(shè)計時曲柄按照１８０°的曲柄夾角布置，一階往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力就互相平衡．而二階以上的往復(fù)慣性力比較小，忽略不計，剩下二階往復(fù)慣性力和曲軸上的反作用力矩．將各缸的二階往復(fù)慣性力和曲軸上的反作用力矩按照空間力系的簡化原則簡化到動力總成質(zhì)心坐標系，得到發(fā)動機激振力的計算公式［９］：
式中：α為動力總成布置角；ｍ為單缸活塞及往復(fù)運動部分質(zhì)量；ｒ為曲柄半徑；λ為曲柄半徑與連桿長度之比；ω為發(fā)動機曲軸轉(zhuǎn)動角速度；Ａ為二三缸中心線到動力總成質(zhì)心的水平距離；Ｍ０為發(fā)動機輸出扭矩．
３ 虛擬試驗分析
３．１ 懸置系統(tǒng)固有特性的分析
利用ＡＤＡＭＳ的振動模塊分別對六自由度動力總成懸置系統(tǒng)模型和整車模型進行模態(tài)分析，可以獲得兩種模型中動力總成系統(tǒng)在各個振動方向的固有頻率和能量分布，如表１所示．由表１可見，六自由度模型和整車模型中動力總成懸置系統(tǒng)的固有頻率和解耦率在ｘ和ｙ方向的平動以及三個方向的轉(zhuǎn)動相差不大．而在動力總成主要的振動方向（ｚ向）固有頻率分別為８．５７和１０．６８Ｈｚ，解耦率分別為９４．４８％和６０．７％，由此可見，具有一定剛度的彈性懸架對動力總成垂向振動產(chǎn)生比較大的影響．在整車中動力總成垂向振動與車身俯仰方向存在超過１０％的耦合．在整車系統(tǒng)中得到的動力總成懸置系統(tǒng)的固有特性能更好地反映與其他子系統(tǒng)之間的關(guān)系．因此，對動力總成懸置系統(tǒng)進行匹配設(shè)計時，考慮使用整車模型會更加合理．
３．２ 懸置系統(tǒng)動態(tài)響應(yīng)分析
動力總成懸置系統(tǒng)的振動響應(yīng)特性是汽車ＮＶＨ研究的重要內(nèi)容，已有研究大都只考慮在發(fā)動機激振力作用下的情況．然而實際行車中，懸置系統(tǒng)還要受到來自路面的沖擊，并與汽車其他子系統(tǒng)的振動互相作用，僅僅考慮發(fā)動機激振力下的振動響應(yīng)不能完全反映實際振動情況．本研究在建立整車模型的基礎(chǔ)上，在國標ＧＢ７０３１《車輛振動輸入———路面不平度表示方法》［１０］規(guī)定的Ｂ級路面進行仿真試驗．汽車分別以３０ｋｍ·ｈ－１（發(fā)動機轉(zhuǎn)速為１５００ｒ· ｍｉｎ－１）、６０ｋｍ· ｈ－１（發(fā)動機轉(zhuǎn)速為２５００ｒ· ｍｉｎ－１）、１２０ｋｍ·ｈ－１（發(fā)動機轉(zhuǎn)速為３５００ｒ·ｍｉｎ－１）速度行駛，對動力總成質(zhì)心垂向振動加速度、垂向位移、右懸置的垂向傳遞力和垂向變形進行測量．并將測量結(jié)果和發(fā)動機在對應(yīng)轉(zhuǎn)速下汽車靜止時的結(jié)果進行比較，方便觀察路面不平度對動力總成響應(yīng)的影響，如圖３～圖６和表２所示．左懸置和后懸置有類似的特性表現(xiàn)．
圖３～圖６為汽車在３０ｋｍ·ｈ－１（１５００ｒ·ｍｉｎ－１）時動力總成懸置系統(tǒng)在主要的振動方向———垂向的結(jié)果．
圖３表示的是總成質(zhì)心垂向振動幅值隨頻率的變化．振動主要由兩部分構(gòu)成，一部分是低于２０Ｈｚ的振動，汽車靜止時該部分幾乎為０；另一部分是頻率在５０Ｈｚ左右的振動，與發(fā)動機１５００ｒ·ｍｉｎ－１的激振力頻率相對應(yīng)，且在汽車運動和靜止時完全相同．由此可見，路面激勵增加了動力總成在２０Ｈｚ以下的低頻振動．
從圖４～圖６可見，總成垂向位移幅值、右懸置垂向傳遞力幅值和右懸置垂向變形幅值的振動組成基本與總成垂向加速度幅值相同，但是由路面引起的低于２０Ｈｚ的振動成為主要的振動部分．由此可見，在進行動力總成懸置系統(tǒng)動態(tài)特性分析時不能忽略路面激勵的作用．在其他車速下響應(yīng)特性有相同的趨勢，各個車速下響應(yīng)參量的均方根值見表２．懸置系統(tǒng)的設(shè)計過程中需要對懸置元件的動載荷和動變形進行校核，從以上分析可知，考慮路面激勵情況的校核能更準確地反映實際行車情況，更具參考價值．
３．３ 懸置系統(tǒng)隔振特性分析
懸置系統(tǒng)一個主要作用是隔振，包括動力總成振動向車身傳遞和路面激勵引起的振動向動力總成傳遞兩個方向．在懸置系統(tǒng)的設(shè)計初期，通常采用系統(tǒng)固有頻率的配置和能量解耦來評價懸置系統(tǒng)隔振的好壞和作為目標對懸置系統(tǒng)進行設(shè)計，但是懸置系統(tǒng)最終隔振性能的好壞并不完全由解耦率決定［１１］．因此，可以進一步采用傳遞率來分析和設(shè)計懸置系統(tǒng)，直到隔振效果滿意為止．傳遞率是指主動邊振動大小與被動邊振動大小的比值．如果傳遞率越大，那么隔振器的隔振效果就越好［１２］．加速度的傳遞率用分貝形式表達為：
式中：ａａ是主動邊振動的加速度；ａｐ是被動邊振動的加速度．
通常當傳遞率大于２０ｄＢ時，這個隔振系統(tǒng)被認為是滿足要求的．傳遞率大于２０ｄＢ意味著加速度從主動邊傳遞到被動邊要衰減１０倍，即：ａａ≥ １０ａｐ．
傳遞率的計算需要懸置元件動力總成側(cè)和車身側(cè)的加速度．六自由度模型因無法獲得車身側(cè)的加速度而無法通過傳遞率來對懸置系統(tǒng)進行研究，而整車模型克服了這個問題．由于發(fā)動機的振動與轉(zhuǎn)速和頻率有關(guān)，因此，傳遞率也與轉(zhuǎn)速和頻率有關(guān)，各懸置應(yīng)該在整個工作轉(zhuǎn)速范圍都達到上面提到的傳遞率標準［１２］．按照傳遞率的定義得到三個懸置元件的垂向傳遞率，如圖７所示．
圖７可見，后懸置的傳遞率比左右懸置的傳遞率要大，有更好的隔振效果．但是三個懸置元件的傳遞率均小于２０ｄＢ，沒有達到良好的隔振效果．可以進一步通過以傳遞率為目標對動力總成懸置系統(tǒng)進行匹配設(shè)計，提高系統(tǒng)的隔振效果．
３．４ 懸置系統(tǒng)限位特性分析
動力總成懸置系統(tǒng)的另一個主要作用是支承和限位．為減少動力總成振動向車身的傳遞，希望懸置越軟越好．但是考慮到汽車各個零部件之間空間布置的緊湊性和有限性，必須保證動力總成的最大位移和懸置元件的最大變形在一定的范圍之內(nèi)，避免動力總成與汽車其他零部件發(fā)生干涉［３］．在動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計過程中，必須校核懸置元件靜、動態(tài)變形和校核各零部件空間位置是否干涉［１３］．
動力總成最大位移和懸置元件的最大變形通常發(fā)生在汽車行駛過程中的特殊工況中，通用汽車公司規(guī)定２８種工況下動力總成位移及懸置變形都要控制在合理的范圍［１４］．本研究以０．８ｇ加速度直線行駛和０．４ｇ側(cè)向加速度轉(zhuǎn)彎為例，用整車模擬試驗來獲取動力總成的位移和懸置元件的變形．直線加速時間為５ｓ，車速從０加速到１４０ｋｍ·ｈ－１，對應(yīng)的發(fā)動機轉(zhuǎn)速從７５０到５５００ｒ·ｍｉｎ－１．轉(zhuǎn)彎車速為６０ｋｍ·ｈ－１，發(fā)動機轉(zhuǎn)速為２５００ｒ·ｍｉｎ－１．本研究主要考察極限工況引起的動力總成位移量和懸置元件的形變量，因此，使用ＡＤＡＭＳ自帶的ｍｄｉ＿２ｄ＿ｆｌａｔ路面．圖８～圖１１為極限加速工況結(jié)果．
轉(zhuǎn)彎工況汽車先以穩(wěn)定車速直線行駛，再左轉(zhuǎn)彎，結(jié)果取轉(zhuǎn)彎過程中的某一秒并與相應(yīng)車速勻速直線行駛時的結(jié)果相比較，如圖１２～圖１５所示．
圖１２～圖１５可見，汽車在極限加速和轉(zhuǎn)彎工況下，動力總成的位移幅值和懸置元件的形變量與普通工況相比都發(fā)生了較大變化．在加速工況，懸置元件的變形主要是在沿汽車縱向，即汽車加速方向．而在另外兩個方向變形與汽車靜止時相比變化不明顯．從汽車轉(zhuǎn)彎工況看，懸置元件變形較大的方向是沿汽車橫向，還是在加速度方向．總體上，由于汽車轉(zhuǎn)彎的極限加速度小于汽車加速工況的加速度，在動力總成振動位移和懸置元件的變形上，汽車加速工況比轉(zhuǎn)彎工況大．因此校核懸置元件動態(tài)變形和校核各零部件空間位置是否干涉時，主要考慮汽車能夠產(chǎn)生最大加速度的工況．
４ 結(jié)語
１）動力總成懸置系統(tǒng)在整車模型和基于剛性基礎(chǔ)假設(shè)的六自由模型中，固有頻率和能量解耦率在主要的振動方向（垂向）有較大差別，整車模型能夠反應(yīng)懸置系統(tǒng)與汽車其他子系統(tǒng)的關(guān)系，更具參考價值．
２）動力總成懸置系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)由路面激勵引起的低頻振動和發(fā)動機激振力引起的較高頻率的振動組成．因此在懸置系統(tǒng)動態(tài)響應(yīng)特性分析中，應(yīng)對路面激勵給以考慮．
３）動力總成位移和懸置元件的變形通常發(fā)生在加速度最大的方向，整車建?？梢苑奖愕貙恿偝晌灰坪蛻抑迷冃芜M行校核．
作者：嚴世榕，李智強
作者單位：（福州大學機械工程及自動化學院，福建福州?。常担埃保保叮?
來源：福州大學學報（自然科學版）
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