龍祖榮，程志謀，楊紅，羅彥飛

( 東風(fēng)柳州汽車有限公司技術(shù)中心，廣西柳州545005)

0 引言

隨著人們生活水平的提高，對(duì)車輛NVH 性能的要求也越來越高。發(fā)動(dòng)機(jī)是車輛的一個(gè)主要振源，其振動(dòng)經(jīng)懸置系統(tǒng)傳遞至車身。所以懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)是汽車減振的關(guān)鍵因素之一。

在懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)過程中根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)總成、主要激振力、安裝條件等因素確定基本的設(shè)計(jì)參數(shù)，然后借助Adams 建立虛擬樣機(jī)，實(shí)現(xiàn)在計(jì)算機(jī)上仿真復(fù)雜機(jī)械系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力性能，計(jì)算出模態(tài)頻率和振型、解藕水平等，為設(shè)計(jì)、優(yōu)化懸置系統(tǒng)提供了高效的途徑。

1 發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)

發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)包括發(fā)動(dòng)機(jī)總成(發(fā)動(dòng)機(jī)、變速箱) 以及幾個(gè)懸置元件，發(fā)動(dòng)機(jī)總成通過懸置元件與車身相連。發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)的減振性能受到多種設(shè)計(jì)因素的影響［1］，主要有：

(1) 剛度。懸置元件在3 個(gè)彈性主軸方向上的(動(dòng)、靜態(tài)) 剛度。

(2) 阻尼。懸置元件在3 個(gè)彈性主軸方向上的(動(dòng)、靜態(tài)) 阻尼。

(3) 布局。懸置元件的空間布局方式(位置坐標(biāo))。

(4) 角度。懸置元件彈性主軸與動(dòng)力總成質(zhì)心坐標(biāo)軸間的夾角。

(5) 質(zhì)量特性。動(dòng)力總成的剛體質(zhì)量、質(zhì)心、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量及慣性積。

發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)總成的慣性參數(shù)及懸置系統(tǒng)的布局，通過匹配各懸置的剛度，來實(shí)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)缸體模態(tài)的解藕和模態(tài)頻率的合理分布。模態(tài)耦合將導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)總成的振幅加大，共振頻率范圍過寬，若模態(tài)頻率與激振力的頻率相近，將會(huì)導(dǎo)致共振。

2 Adams 在發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)優(yōu)化中的工程應(yīng)用

2.1 建模

某車型配備直列四缸渦輪增壓發(fā)動(dòng)機(jī)，在發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)地板有較大的振動(dòng)，因此需要對(duì)現(xiàn)有發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)進(jìn)行評(píng)價(jià)及改進(jìn)。動(dòng)力總成采用三點(diǎn)懸置，左、右懸置與車身縱梁連接，后懸置與副車架連接。發(fā)動(dòng)機(jī)總成慣性參數(shù)如表1 所示。

表1 發(fā)動(dòng)機(jī)總成轉(zhuǎn)動(dòng)慣量及慣性積 kg·m2

在多體動(dòng)力學(xué)軟件Adams/View 中建立發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型［2］，假設(shè)發(fā)動(dòng)機(jī)總成為剛體，而懸置簡化為一端固定在發(fā)動(dòng)機(jī)上另一端固定到車架上的彈性體，具有沿3 個(gè)軸線方向的線剛度和阻尼，在Adams 軟件中，軸套(Bushing) 工具也具有3 個(gè)方向的線剛度和阻尼，因此可用軸套模擬橡膠懸置。車架視為剛體，軸套(Bushing) 一端與發(fā)動(dòng)機(jī)相連，另一端可直接與大地相連。在模型中給(Bushing) 施加相同的三向剛度值，安裝位置參照實(shí)物如圖1 所示。

2.2 懸置優(yōu)化計(jì)算

在模型中建立驅(qū)動(dòng)力時(shí)可以把發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸內(nèi)燃?xì)鈮毫ρ油貫橹芷诤瘮?shù)［3］，這樣其他相關(guān)的力用周期函數(shù)近似表達(dá)，就較好地模擬了實(shí)際發(fā)動(dòng)機(jī)的工作狀況，可以獲取各個(gè)轉(zhuǎn)速下的往復(fù)慣性力和力矩。發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸內(nèi)燃?xì)鉁囟瓤蛇_(dá)到900 ～1 000℃，對(duì)活塞的壓力20 ～50 N/cm2。發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速： n=750 r/min，通過以上分析把數(shù)據(jù)代入公式可得：

β = arcsin(0.35sin(25t))，F(xiàn) = 2 500 sin(25t)

由于該車型的發(fā)動(dòng)機(jī)安裝位置、方式以及懸置軟墊的形狀已基本確定，結(jié)合車型的實(shí)際情況分析，靠發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)的右懸置處的車身縱梁處振動(dòng)比較大，所以懸置優(yōu)化設(shè)計(jì)變量選擇右懸置剛度： (1) 右懸置總成Z 方向的拉壓剛度; (2) 右懸置總成X 方向的剪切剛度; (3) 右懸置總成Y 方向的剪切剛度。

從工況條件出發(fā)，依據(jù)有關(guān)振動(dòng)理論并結(jié)合工程經(jīng)驗(yàn)，確定如下的優(yōu)化設(shè)計(jì)約束條件： 懸置處發(fā)動(dòng)機(jī)一側(cè)的位移動(dòng)態(tài)響應(yīng)幅度不大于10 mm; 質(zhì)心處的位移動(dòng)態(tài)響應(yīng)幅度不大于5 mm; 為避免懸置動(dòng)態(tài)頻率接近怠速頻率，Z 向剛度不大于800 N/mm。

2.3 優(yōu)化設(shè)計(jì)及結(jié)果分析

發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)的評(píng)價(jià)指標(biāo)主要有懸置元件的振動(dòng)衰減率是否滿足要求; 振動(dòng)的解耦程度是否滿足要求; 模態(tài)頻率的分布是否滿足要求。第一個(gè)主要通過試驗(yàn)來測(cè)得，故首先來分析后兩個(gè)因素。

發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型是一個(gè)空間六自由度的振動(dòng)系統(tǒng)，沿X 方向的運(yùn)動(dòng)稱為縱移，沿Y 方向的運(yùn)動(dòng)稱為橫移，沿Z 方向的運(yùn)動(dòng)稱為豎移，繞X 軸的轉(zhuǎn)動(dòng)稱為側(cè)傾，繞Y 軸的轉(zhuǎn)動(dòng)稱為俯傾，繞Z 軸的轉(zhuǎn)動(dòng)稱為橫擺。對(duì)于實(shí)際的發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)，其固有振型一般不是單一的沿上述6 個(gè)方向的，而是沿著某幾個(gè)方向的運(yùn)動(dòng)合成，并且在發(fā)動(dòng)機(jī)激振以后還存在耦合振動(dòng)，即同時(shí)存在2 個(gè)以上的振型。

利用Admas/Linear、Admas/Vibaration 振塊耦合程度分析和模態(tài)頻率分布分析對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)進(jìn)行分析［4］，得到各個(gè)模態(tài)的固有頻率如表2 所示，振型如圖2 所示，以及6 個(gè)模態(tài)中各個(gè)自由度的能量分布如表3 所示。

表2 6 個(gè)模態(tài)的固有頻率

表3 優(yōu)化后的發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)6 個(gè)模態(tài)中各個(gè)自由度的能量分布百分比

表4 設(shè)計(jì)變量的優(yōu)化結(jié)果

發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)的頻率分布在5 ～15 Hz 高于車身的垂直方向的頻率，又低于傳動(dòng)系統(tǒng)的扭振頻率，是發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)的合理頻率分布范圍［5］，優(yōu)化后右懸置的剛度如表4 所示。

該懸置系統(tǒng)模態(tài)能量解藕狀況總體上獲得了一定程度的提高，但由于受到約束條件的限制，懸置系統(tǒng)解耦還無法完全達(dá)到理想的效果。根據(jù)計(jì)算結(jié)果開發(fā)新懸置軟墊，分別測(cè)量了懸置及車身的振動(dòng)試驗(yàn)數(shù)據(jù)如表5 所示，從試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比可以看出，發(fā)動(dòng)機(jī)怠速振動(dòng)有了很大的改善。

表5 試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比

3 結(jié)束語

汽車發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)既是復(fù)雜的又是經(jīng)常要做的，文中通過利用Admas 軟件建立發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)的空間六自由度的振動(dòng)模型，在求解懸置系統(tǒng)主要振型和能量解藕的基礎(chǔ)上優(yōu)化懸置剛度，并根據(jù)優(yōu)化后的剛度參數(shù)開發(fā)懸置樣件; 通過試驗(yàn)驗(yàn)證了新開發(fā)的懸置系統(tǒng)更好地衰減了動(dòng)力總成向車身的振動(dòng)傳遞; 為以后發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)及多目標(biāo)優(yōu)化計(jì)算奠定了良好的基礎(chǔ)。

【1】李紅松.汽車發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)主要特征參數(shù)的計(jì)算分析［J］.重慶工學(xué)報(bào)，2005，19(8) ：14-15.

【2】史文庫，洪哲浩，趙濤.汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)多目標(biāo)優(yōu)化設(shè)計(jì)及軟件開發(fā)［J］.吉林大學(xué)學(xué)報(bào)，36(5) ：25-27.

【3】上官文斌.發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)［J］. 汽車工程，1992(2) ：103-110.

【4】李建康，鄭立輝，宋向榮.汽車發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)動(dòng)剛度模態(tài)分析［J］.汽車工程，2009，31(5) ：35-38.

【5】閻紅玉，徐石安.發(fā)動(dòng)機(jī)-懸置系統(tǒng)的能量法解耦及優(yōu)化設(shè)計(jì)［J］.汽車工程，1993(6) ：21-24.