摘 要：文章針對(duì)某公司生產(chǎn)的混合動(dòng)力客車在怠速工況下地板振動(dòng)過大的問題，主要進(jìn)行了以下研究：首先，對(duì)試驗(yàn)車輛所配置橡膠懸置進(jìn)行動(dòng)態(tài)剛度和遲滯角測(cè)試：使用MTS 電液伺服激勵(lì)模擬系統(tǒng)，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)前、后懸置進(jìn)行了30-100Hz 頻段內(nèi)的加載試驗(yàn)。采集位移、力隨時(shí)間的變化數(shù)據(jù)，采用幾何作圖方法，繪制了遲滯回線，進(jìn)而計(jì)算得到發(fā)動(dòng)機(jī)前、后懸置的動(dòng)剛度與滯后角，再繪制前、后懸置動(dòng)剛度與滯后角隨頻率變化的曲線。然后，基于單自由度系統(tǒng)隔振原理，對(duì)該發(fā)動(dòng)機(jī)前、后懸置動(dòng)剛度與滯后角的曲線進(jìn)行隔振性能分析。最后，針對(duì)試驗(yàn)車輛前懸置振動(dòng)傳遞率較大的問題，通過對(duì)模型中各參數(shù)對(duì)懸置傳遞率的影響進(jìn)行分析，初步提出了一種懸置優(yōu)化方法，解決了該車輛地板振動(dòng)過大的問題。關(guān)鍵詞：發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)；滯后角；動(dòng)剛度；遲滯回線；單自由度隔振前言車輛NVH 性能也因此越來越受到重視，而發(fā)動(dòng)機(jī)是汽車的動(dòng)力源，也是造成整車振動(dòng)的最主要的原因之一。如果發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)得不到良好的控制，便會(huì)使得車身和其他零部件產(chǎn)生強(qiáng)烈的振動(dòng)和噪聲，使乘員感到不適，甚至損壞發(fā)動(dòng)機(jī)及其他零件。因此，利用發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)控制汽車振動(dòng)己成為汽車行業(yè)的一個(gè)重要課題。本文以某大客車的發(fā)動(dòng)機(jī)的前、后橡膠懸置系統(tǒng)為研究對(duì)象，通過試驗(yàn)手段對(duì)其動(dòng)剛度及滯后角特性進(jìn)行了探究，對(duì)其隔振性能進(jìn)行了分析并提出了改進(jìn)方案。1 實(shí)驗(yàn)方案懸置的動(dòng)剛度和阻尼特性主要受四種因素的影響：預(yù)載荷、動(dòng)態(tài)載荷幅值、激勵(lì)頻率以及溫度[1]。1.1 預(yù)載荷的確定發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力總成安裝在懸置上，不工作時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力總成對(duì)懸置作用一個(gè)力，稱為預(yù)載荷。本論文利用MTS 激振器對(duì)懸置施加力，模擬該預(yù)載荷。首先簡(jiǎn)化了發(fā)動(dòng)機(jī)及其懸置系統(tǒng)，如圖1 所示。

利用理論力學(xué)的知識(shí)計(jì)算得到：F1=1772N，F(xiàn)2=2679N ，所以在試驗(yàn)時(shí)，MTS 電液伺服激振系統(tǒng)對(duì)前懸置施加的預(yù)載荷為1772N，對(duì)后懸置施加的預(yù)載荷為 2679N。1.2 位移幅值本實(shí)驗(yàn)通過直接測(cè)量怠速情況下懸置上下兩端加速度信號(hào)再經(jīng)過兩次積分得到懸置的動(dòng)態(tài)位移幅值。測(cè)量得到的振動(dòng)信號(hào)中不可避免地含有直流分量和高頻噪聲。時(shí)域兩次積分方法會(huì)產(chǎn)生影響結(jié)果的趨勢(shì)項(xiàng)，誤差會(huì)放大甚至發(fā)生畸變。頻域兩次積分法存在低頻敏感的缺點(diǎn)和失真的可能性。因此，參考文獻(xiàn)[2]，利用頻域-時(shí)域混合積分的方法，計(jì)算得到各轉(zhuǎn)速下的懸置的動(dòng)位移幅值。以650rpm 為例計(jì)算得到發(fā)動(dòng)機(jī)左后和右后懸置的動(dòng)位移曲線：后懸置振動(dòng)位移在0.5mm 位置處，所以確定在30-70Hz 范圍內(nèi)MTS 激勵(lì)系統(tǒng)對(duì)前懸置加載加載位移幅值為0.5mm，而在高頻時(shí)由于發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際的振動(dòng)幅值變小，所以在 72.5-100Hz 內(nèi)的加載位移幅值取0.3mm。同理，對(duì)于計(jì)算得到前懸置在低頻時(shí)的振動(dòng)位移幅值為1.6mm，所以確定在30-70Hz 范圍內(nèi)MTS 激勵(lì)系統(tǒng)對(duì)前懸置加載位移幅值為 1.6mm，而在高頻時(shí)由于發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際的振動(dòng)幅值變小，所以在72.5-100Hz 內(nèi)的加載位移幅值取1mm。1.3 激勵(lì)頻率對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)懸置所受到的激勵(lì)來說，主要考慮的是發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸內(nèi)點(diǎn)火燃燒、曲軸輸出的脈沖扭矩的激勵(lì)頻率。f= 2ni/60τ （1）該發(fā)動(dòng)機(jī)是六缸四沖程，其中：f 為發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)頻率（Hz），n 為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min ），i 為發(fā)動(dòng)機(jī)缸數(shù)；τ 為沖程數(shù)，取4。發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速為600r/min，于是頻率的起點(diǎn)值為30Hz。之后，按照每50r/min 為間隔，來計(jì)算得到一系列頻率值，對(duì)這些頻率點(diǎn)進(jìn)行測(cè)量。1.4 發(fā)動(dòng)機(jī)懸置動(dòng)剛度和阻尼測(cè)試方案1.4.1 前懸置的實(shí)驗(yàn)方案（1）將前懸置裝到鋼質(zhì)基座上，進(jìn)行預(yù)緊。（2）MTS 預(yù)熱 5min 后緩慢加載到預(yù)載荷1772N，以振幅 1.6mm，頻率 30Hz正弦信號(hào)激振 60s，卸載，重復(fù)步驟。（3）將試件緩慢加載到預(yù)載荷1772N。在30-72.5HZ 頻率范圍內(nèi)，以振幅1.6mm，按2.5Hz 等間距的正弦信號(hào)分別對(duì)懸置激振10s，且每個(gè)頻率下試驗(yàn)進(jìn)行兩次，采集作用在懸置上的力和位移關(guān)于時(shí)間的數(shù)據(jù)。（4）在72.5-100HZ 頻率段內(nèi)，以振幅 1mm，按照2.5Hz等間距的正弦信號(hào)分別對(duì)懸置激振10s，且每個(gè)頻率下試驗(yàn)進(jìn)行兩次，采集作用在懸置上的力和位移關(guān)于時(shí)間的數(shù)據(jù)。以此類推，得到后懸置實(shí)驗(yàn)方案。2 單自由度主動(dòng)隔振系統(tǒng)分析將發(fā)動(dòng)機(jī)懸置簡(jiǎn)化為彈簧-阻尼系統(tǒng)，如圖2 所示，來討論單自由度系統(tǒng)隔振原理[1][3]。

假設(shè)發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)為，發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)時(shí)，傳到車架上的力（稱傳遞力）FT為：

力的傳遞率為激勵(lì)力與傳遞力的比值TA：

其中為系統(tǒng)的無阻尼固有頻率， 為粘性阻尼比。TA表示了隔振效果的程度大小。值越小表示傳遞到車架上的力越小，隔振效果越好。一般認(rèn)為其值小于1時(shí)，才起到隔振效果。令頻率比為 ，力的傳遞率與頻率比的關(guān)系如圖3 所示：

（1）當(dāng)激勵(lì)頻率很低時(shí)，TA=1，懸置基本靜止不動(dòng)，隔振元件基本不起隔振作用。（2）不論阻尼比為何值，TA 只當(dāng)頻率比λ＞ 時(shí)，即TA＞1 時(shí)，才有隔振效果，此區(qū)間稱為隔振區(qū)。在這個(gè)區(qū)間內(nèi)，傳遞率隨頻率比λ 的加大而減小。但需要注意的是頻率比λ 增大，就意味懸置設(shè)計(jì)得很軟，剛度小，靜位移較大，意味著系統(tǒng)穩(wěn)定性也會(huì)降低。（3）當(dāng)λ＞5 時(shí)，TA變化不明顯。實(shí)際設(shè)計(jì)，頻率比λ常取在2.5-4.5 之間。（4）當(dāng)λ＜ 時(shí)，阻尼比的值增大可減小TA 值，特別在共振區(qū)λ=0.8-1.2 時(shí)尤為明顯。（5）當(dāng)λ＞＞1 的時(shí)，阻尼比過大反而會(huì)使TA值增大。單從隔振考慮似乎應(yīng)盡量減小阻尼。但為了使機(jī)器起動(dòng)和停車通過共振區(qū)時(shí)不至于產(chǎn)生過大的振幅，以及避免由于外界擾動(dòng)和沖擊時(shí)機(jī)器設(shè)備生產(chǎn)大幅值的自由振動(dòng)，仍需要有一定的阻尼以抑制振幅。（6）當(dāng)激勵(lì)頻率處于系統(tǒng)共振區(qū)λ=0.8-1.2 時(shí)，傳遞率的大小主要取決于阻尼比。在實(shí)際的應(yīng)用中，阻尼比一般在0. 05-0.2 范圍內(nèi)選取。這樣有兩個(gè)好處：1）使機(jī)器在起動(dòng)和停車過程經(jīng)過共振區(qū)時(shí)的振幅峰值不至于過大；2）在λ＞ 隔振區(qū)內(nèi)，又不會(huì)使隔振性能下降很多，兼顧了兩方面的要求。3 數(shù)據(jù)處理與分析

首先，以后懸置30Hz第一次試驗(yàn)的遲滯回線（如圖4）為例，計(jì)算該工況下后懸置的動(dòng)剛度和遲滯角。根據(jù)文獻(xiàn)[4][5]中的公式：

計(jì)算得到各頻率下的動(dòng)剛度、滯后角。3.1 后懸置的數(shù)據(jù)處理與分析圖5 給出了后懸置動(dòng)剛度和遲滯角隨頻率變化的曲線合成圖。

后懸置在30-45Hz 范圍內(nèi)，曲線呈線性遞減,動(dòng)剛度的值也比較大。此時(shí)的動(dòng)剛度有利于衰減發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)的振動(dòng)。30-45Hz 范圍內(nèi)，曲線呈線性遞增滯后角的值較小。此時(shí)的滯后角特性與理想滯后角特性差距較大，不利于迅速衰減振動(dòng)。60-100Hz 范圍內(nèi)動(dòng)剛度非線性趨勢(shì)明顯。大概90-100Hz范圍內(nèi)，動(dòng)剛度迅速增加，這是橡膠材料硬化的結(jié)果。動(dòng)剛度過大，不符合理想動(dòng)剛度特性，所以在高頻時(shí)動(dòng)剛度特性較差。60-100Hz 頻段內(nèi)滯后角呈遞減趨勢(shì)。尤其是在80-100Hz 頻段內(nèi)滯后角較小，符合理想的遲滯角特性，有利于減小振動(dòng)的傳遞率。3.2 前懸置的數(shù)據(jù)處理與分析圖6 給出了前懸置動(dòng)剛度和遲滯角隨頻率變化的曲線合成圖。

前懸置在怠速工況下（600-900rpm），即激勵(lì)頻率在30-45Hz范圍內(nèi)時(shí)動(dòng)剛度曲線逐漸增加，動(dòng)剛度較小，不利于衰減振動(dòng)，是怠速工況下地板振動(dòng)過大的主要原因。滯后角較大，符合理想的動(dòng)剛度和遲滯角特性曲線，有利于迅速減小怠速時(shí)的振動(dòng)傳遞率。發(fā)動(dòng)機(jī)處于部分負(fù)荷（900-1400rpm）時(shí)，即激勵(lì)頻率在45-70Hz 范圍內(nèi)時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)前懸置具有很大的動(dòng)剛度，但是滯后角較小，所以在部分負(fù)荷時(shí)前懸置的動(dòng)剛度特性較差，但是滯后角特性比較接近理想滯后角特性。發(fā)動(dòng)機(jī)處于加速工況（1400-2000rpm）時(shí)，即激勵(lì)頻率在70-100Hz 范圍內(nèi)時(shí)，由于頻率過高，所以橡膠材料硬化，導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)前懸置的動(dòng)剛度急劇上升，而滯后角很小，此時(shí)前懸置的滯后角特性與理想的滯后角特性接近，但是動(dòng)剛度特性較差。4 結(jié)論基于單自由度系統(tǒng)隔振原理，對(duì)該大客車發(fā)動(dòng)機(jī)前、后懸置動(dòng)剛度與滯后角的曲線進(jìn)行隔振性能分析并提出改進(jìn)的方案：（1）前懸置在發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)，滯后角曲線良好，動(dòng)剛度曲線較差，阻尼特性良好，有利于隔振。在高轉(zhuǎn)速時(shí)，滯后角較小，隔振性能較好。（2）后懸置在發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)滯后角較小，動(dòng)剛度特性較好；阻尼特性較差，不利于降低振動(dòng)傳遞率。（3）該客車怠速工況下地板振動(dòng)量過大的主要原因是前懸置動(dòng)剛度較小和后懸置遲滯角較小，實(shí)踐表明：增大前懸置的動(dòng)剛度和后懸置的遲滯角有效減小了怠速工況下地板過大的振動(dòng)。作者：凌子紅，鄒杰，許增滿作者單位：（中汽研（天津）汽車工程研究院有限公司，天津 300300）