劉 浩， 周 鋐

(1．同濟(jì)大學(xué)汽車學(xué)院，上海201804;2．同濟(jì)大學(xué)新能源汽車工程中心，上海201804)

0 引言

隨著人們生活水平的提高，人們對汽車舒適性的要求逐漸提高，NVH作為汽車舒適性的重要組成部分，重視程度逐漸增高[1]．引起汽車振動因素主要有兩個，一是汽車行駛時的路面不平度激勵，二是發(fā)動機(jī)工作時產(chǎn)生的扭矩激勵[2]．相比路面不平度激勵，發(fā)動機(jī)的振動對汽車NVH的影響更突出，因此采用隔振性能較好的發(fā)動機(jī)懸置對于改善汽車NVH性能至關(guān)重要．

發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)將動力總成與車架彈性連接，可以對動力總成與車架之間的振動進(jìn)行雙向隔離．因此，懸置系統(tǒng)設(shè)計好壞直接影響到發(fā)動機(jī)振動向車架的傳遞，影響整車的 NVH性能[3]．發(fā)動機(jī)工作時具有轉(zhuǎn)動慣量，所以工作時對懸置的作用力是動載荷，因此對懸置動載荷下抵抗變形的能力，即動特性的探究對懸置系統(tǒng)的評價與改善具有很強(qiáng)的工程意義．

1 加載參數(shù)的確定

1．1 激勵頻率的確定

本文通過MTS電液伺服激振系統(tǒng)的激勵頻率模擬實際發(fā)動機(jī)工作時對前、后懸置的激勵頻率，所以需要通過計算確定發(fā)動機(jī)對懸置的激勵頻率．

對于發(fā)動機(jī)來說，受到兩個振源的激勵:路面不平度的激勵與來自發(fā)動機(jī)及其傳動系統(tǒng)的激勵．路面的激勵多屬于低頻范圍，并且經(jīng)過懸架系統(tǒng)的衰減，頻率大都在2．5Hz以下，所以說發(fā)動機(jī)及其傳動系統(tǒng)的激勵頻率占主要部分．

發(fā)動機(jī)振動的激勵頻率主要為發(fā)動機(jī)氣缸內(nèi)點火燃燒、曲軸輸出脈沖扭矩輸出的激勵頻率[4]．激勵頻率的計算公式為:

式中，n為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速(r/min);i為發(fā)動機(jī)缸數(shù);τ為沖程數(shù)，四沖程時為2;f為發(fā)動機(jī)激勵頻率(Hz)

本文研究的發(fā)動機(jī)懸置為六缸四沖程發(fā)動機(jī)上面的懸置，所以激勵頻率為:

在本試驗中，設(shè)計起始發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為600r/min．考慮到MTS的最大激勵頻率是100Hz，步長為 50r/min，即 2．5Hz．

1．2 預(yù)載荷的確定

發(fā)動機(jī)動力總成在安裝時一般放置在懸置上，發(fā)動機(jī)動力總成在不工作時對懸置就有一個壓力，這個壓力稱為預(yù)載荷，利用MTS電液伺服激振系統(tǒng)對懸置施加壓力來模擬這一預(yù)載荷．首先簡化了發(fā)動機(jī)及其懸置系統(tǒng)，如圖1所示，前懸置與水平面成45°，后懸置與水平面成90°．

圖1 發(fā)動機(jī)及其懸置系統(tǒng)的簡化力學(xué)模型

根據(jù)簡化的力學(xué)模型，分析得:

試驗的發(fā)動機(jī)懸置所配套的發(fā)動機(jī)質(zhì)量等相關(guān)參數(shù)見表1．

表1 發(fā)動機(jī)質(zhì)量等參數(shù)表

根據(jù)以上公式與數(shù)據(jù)可得前懸置的預(yù)載荷為1808N，后懸置施加的預(yù)載荷為2734N．

1．3 位移幅值的確定

懸置在工作時會產(chǎn)生一定的位移振動量，本文通過MTS電液伺服激振系統(tǒng)對懸置施加位移來模擬這一位移振動量．通過對實測的懸置上下方加速度信號進(jìn)行兩次積分可得懸置的振動位移試驗時MTS電液伺服激振系統(tǒng)對懸置施加的位移．

在時域積分過程中，由于原始加速度信號里有直流趨勢、高頻噪聲等影響因素，所以在兩次積分之后，誤差將會放大，甚至?xí)共ㄐ伟l(fā)生畸變[5]．

頻域積分利用傅里葉正、逆變換，積分在頻域內(nèi)以傅里葉分量系數(shù)的代換形式表示，可直接以頻域內(nèi)正弦、余弦的積分互換關(guān)系避開時域積分對微小誤差的累積放大作用[6]．

所以本文采用時域－頻域混合積分求出位移信號．步驟為:加速度信號去直流信號→巴特沃斯高通濾波器濾波→辛普森積分→最小二乘法擬合→頻域積分→得到精確的懸置位移．圖2和圖3分別為左側(cè)后懸置上、下方的加速度信號．

圖2 左側(cè)后懸置上方的加速度信號

圖3 左側(cè)后懸置下方的加速度信號

通過上述時域－頻域混合積分可以得到左側(cè)后懸置的振動位移幅，如圖4所示．

圖4 左側(cè)后懸置的位移信號

根據(jù)位移信號確定后懸置位移幅值為0．5mm．使用相同的方法對前懸置上下方加速度信號進(jìn)行處理得到前懸置的位移幅值為1．6mm．

2 測試系統(tǒng)的搭建

動剛度試驗中主要所用的儀器為MTS電液伺服激振系統(tǒng)及IST控制系統(tǒng)．圖5是發(fā)動機(jī)前、后懸置動剛度測試系統(tǒng)的示意圖．

圖5 懸置動剛度測試系統(tǒng)圖

在圖5中，位移傳感器位于作動頭的活塞桿中，力傳感器位于作動頭與活塞桿之間．作動頭是施加位移與載荷機(jī)械裝置．被測試件通過兩個螺釘連接在鋼質(zhì)基座的中心，鋼質(zhì)基座被兩個地腳螺栓固定在地面上，保證試驗時被測試件不會移動．

發(fā)動機(jī)懸置動剛度試驗試件為某公司生產(chǎn)的混合動力公交車前、后橡膠懸置塊，根據(jù)懸置動位移不超過靜位移的1/10，且根據(jù)經(jīng)驗，位移控制模式的結(jié)果優(yōu)于力控制模式的結(jié)果，所以采用位移控制模式．利用美國MTS公司生產(chǎn)的電液伺服環(huán)境激勵模擬系統(tǒng)的位移控制模式，對橡膠塊進(jìn)行加載——保持——卸載，同時記錄橡膠塊的變形量隨時間變化的信號、作用力隨時間變化的信號．

3 試驗數(shù)據(jù)處理

動特性試驗數(shù)據(jù)處理有基于傳遞函數(shù)方法計算和基于幾何作圖方法計算，這兩種計算懸置動剛度、滯后角的方法雖然不相同，但是計算結(jié)果基本相同．在這里選擇基于幾何作圖方法對動剛度、滯后角進(jìn)行計算．以位移為橫坐標(biāo)，力為縱坐標(biāo)作圖，即得到懸置的遲滯回線，如圖6．

圖6 遲滯回線圖

動剛度和滯后角的計算公式為:

式中:A為最大位移在遲滯回線上的雙幅長度，單位為mm;B為最大位移對應(yīng)的傳遞力在遲滯回線上的雙幅長度，單位為mm;a為橢圓圖上橫坐標(biāo)單位長度代表的位移，單位為m/mm;b為橢圓圖上縱坐標(biāo)單位長度代表的力，單位為N/mm;S是遲滯回線圍成的面積，單位為mm2;k為儲能動剛度;k'為損失動剛度．

在對測試得到的力與位移隨時間變化數(shù)據(jù)進(jìn)行處理時，首先在MATLAB中做出每個頻率下的遲滯回線圖，再由遲滯回線計算得到動剛度．圖7為激振頻率為30Hz時的遲滯回線．

圖7 30Hz試驗時遲滯回線

利用MATLAB對后懸置的測試數(shù)據(jù)進(jìn)行處理得到后懸置在30～100Hz激振頻率下的動剛度和滯后角變化曲線，如圖8、圖9所示．

圖8 發(fā)動機(jī)后懸置動剛度曲線

圖9 發(fā)動機(jī)后懸置滯后角曲線

分析圖8可以得到:后懸置動剛度在30～60Hz低頻段內(nèi)線性遞減特征明顯，且動剛度值較大，此時有利于迅速衰減振動．但是在60～100Hz高頻段內(nèi)動剛度非線性趨勢明顯，在90～100Hz范圍內(nèi)，橡膠材料硬化，導(dǎo)致動剛度迅速增加，此時動剛度與理想動剛度特性相差較遠(yuǎn)，所以在高頻時動剛度特性較差．

儲能動剛度表征其彈性勢能，這一部分在變形恢復(fù)后可以得到釋放;而損失動剛度表征懸置內(nèi)部摩擦所消耗的動能，即損失的能量．從圖10中可以看出，在低頻段高頻段，損失動剛度幾乎不變，近似于一條直線，說明懸置內(nèi)部摩擦比較平衡．

圖10 發(fā)動機(jī)后懸置儲能動剛度與損失動剛度曲線

后懸置在發(fā)動機(jī)怠速和加速時的動剛度與滯后角特性較好，通過摩擦衰減振動的性能穩(wěn)定，有利于衰減振動．

利用MATLAB對前懸置的測試數(shù)據(jù)進(jìn)行處理得到后懸置在30Hz－100Hz激振頻率下的動剛度和滯后角變化曲線，如圖11、圖12所示．

圖11 發(fā)動機(jī)前懸置動剛度曲線

圖12 發(fā)動機(jī)前懸置滯后角曲線

分析圖11可以得到:在低頻段30～50Hz內(nèi)，前懸置動剛度線性增加趨勢較大，且動剛度數(shù)值較小，所以動剛度特性不利于衰減振動．在50～80Hz頻段內(nèi)，前懸置動剛度線性增加趨勢較大，且動剛度數(shù)值較大，不利于衰減振動．而在80～100Hz高頻時，橡膠材料硬化，動剛度數(shù)值突然變大，無法起到衰減振動的作用．

由圖13可以看出，在30～90Hz頻段內(nèi)，損失動剛度一直變大，且呈線性趨勢，說明內(nèi)部摩擦不平衡，對懸置的耐久性不利;且在低頻段30～45Hz內(nèi)，損失動剛度幅值較?。?/p>

圖13 發(fā)動機(jī)前懸置儲能動剛度與損失動剛度曲線

前懸置在發(fā)動機(jī)怠速時隔振性能較差，通過摩擦衰減振動的性能不穩(wěn)定，工作特性不穩(wěn)定．而在高頻時隔振性能較好．

下面結(jié)合懸置的安裝方式對前懸置不穩(wěn)定的隔振性能進(jìn)行分析．

本文研究的前懸置安裝方式為斜置式，如圖14所示．與水平面所成角度為45°，所以前懸置同時承受壓縮方向的載荷和剪切方向的載荷，而對橡膠懸置而言，其壓縮剛度遠(yuǎn)比剪切剛度大[7]．所以在低頻時前懸置由于承受剪切剛度，而導(dǎo)致了其動剛度特性較差，不利于衰減振動的現(xiàn)象．

圖14 發(fā)動機(jī)前懸置斜置式支承布置簡圖

后懸置是豎直安裝，只承受壓縮方向的載荷，剪切方向不受載荷，所以其動特性在發(fā)動機(jī)怠速及加速時都利于衰減振動．

前、后懸置的安裝角度不同導(dǎo)致了其受力的不同，從而導(dǎo)致了動特性變化規(guī)律不同．

4 結(jié)論

本文采用試驗手段對混合動力公交車前、后橡膠懸置塊進(jìn)行動特性分析，得到了兩個懸置動剛度和滯后角隨頻率變化的曲線．

(1)前懸置的斜置式支撐方式使得前懸置的受力狀況和后懸置的受力狀況不同，導(dǎo)致前懸置在怠速工況下的動剛度和阻尼角特性較差，不利于衰減振，因此可以通過改變發(fā)動機(jī)前懸置的支撐角度和布置方式對前懸置的動特性進(jìn)行改善．

(2)采用幾何作圖方法對發(fā)動機(jī)懸置動剛度、滯后角進(jìn)行計算較準(zhǔn)確，采用MATLAB工具進(jìn)行處理方便快速．

(3)通過分析儲能動剛度和損失動剛度的變化趨勢可以更好地了解橡膠懸置在不同工況下的工作狀況．

總的來說，該客車橡膠懸置的隔振性能總體較好，但由于斜置式支承結(jié)構(gòu)的影響，前懸置在怠速工況下的隔振性能受到影響．試驗結(jié)果可以為發(fā)動機(jī)懸置的評價和優(yōu)化設(shè)計提供幫助．

[1] 王思樂，周鋐．基于結(jié)構(gòu)傳遞路徑分析的某客車懸置優(yōu)化[J]．佳木斯大學(xué)學(xué)報(自然科學(xué)版)，2013，04:501－505+509．

[2] 王宏元．斯太爾TAZ3260CB型自卸汽車動力總成懸置系統(tǒng)的優(yōu)化研究[D]．濟(jì)南:山東大學(xué)，2007．

[3] 龐劍，諶剛，何華．汽車噪聲與振動－理論與應(yīng)用[M]．北京:北京理工大學(xué)出版社，2006．

[4] 李令兵．發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)設(shè)計流程及其分析與優(yōu)化[D]．合肥:合肥工業(yè)大學(xué)，2007．

[5] 王建鋒，馬建，馬榮貴，等．動位移的加速度精確測量技術(shù)研究[J]．計算機(jī)科學(xué)，2010，12:201－202+237．

[6] Ribeiro J G T，de Castro J T P，F(xiàn)reire J L F．Filtering in Frequency Domain to Avoid Time Aliasing[C]．Proceedings of the 20th International Modal Analysis Conference，Los Angeles，California．2002．

[7] 滕騰．發(fā)動機(jī)懸置的分析研究[J]．汽車工藝與材料，2006，04:1－3+10．