樊帆 莊毅勝 劉夢巖

（廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院）

近年來人們對乘坐汽車的舒適性要求不斷提高，其中動力總成振動對整車行駛舒適性的影響越來越受到重視[1]。動力總成本身作為一個剛體，在路面的激勵作用下，也受到汽車各部分共振的影響，最終傳遞給乘員，引起乘坐不舒適。懸置系統(tǒng)要求能充分隔離由發(fā)動機產(chǎn)生的振動，在向車架及駕駛室傳遞的同時能充分隔離由路面不平產(chǎn)生的通過懸置傳向發(fā)動機的振動。成功地控制動力總成的振動，主要取決于懸置系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)形式、幾何位置、懸置軟墊的結(jié)構(gòu)和剛度及阻尼等性能參數(shù)。文章通過對懸置系統(tǒng)的剛度及阻尼等性能參數(shù)的優(yōu)化，改善了整車乘坐的舒適性。

1 汽車地板抖動分析

在某乘用車的舒適性主觀評價中發(fā)現(xiàn)，汽車在粗糙不平路面激勵下出現(xiàn)地板連續(xù)抖動并且無法衰減的情況，其中前排更為嚴重。為查找該問題產(chǎn)生的原因，采用關(guān)閉發(fā)動機并以20 km/h的速度進行空擋勻速通過木塊的平順性試驗，并采集前排座椅導軌、前轉(zhuǎn)向節(jié)、前減振器塔座、發(fā)動機懸置主動端及發(fā)動機懸置被動端等測點的數(shù)據(jù)進行分析。發(fā)動機主動端/被動端/前排座椅導軌Z向振動時域圖和頻域圖，如圖1所示。

圖1 優(yōu)化前某乘用車測點Z向振動時域圖和頻域圖

從圖1a可以看出，發(fā)動機主動端振動最大，懸置被動端及駕駛員座椅導軌隨懸置主動端振動，并且振動衰減較差；從圖1b可以看出，發(fā)動機主動端頻率在9.22 Hz時，加速度存在明顯峰值，前轉(zhuǎn)向節(jié)等測點無明顯峰值。因此，可初步判斷該車在粗糙不平路面激勵下頻繁出現(xiàn)的抖動是由發(fā)動機Bounce模態(tài)引起。

2 動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化匹配

2.1 系統(tǒng)模型

將動力總成視為空間彈性支承的剛體，為一個具有6個自由度的振動系統(tǒng)[2]，由n個（n=3）懸置支承，其中2個懸置在車身上支承動力總成，1個懸置在車架端控制動力總成運動。將各懸置簡化為沿空間3個相互垂直的（Xi，Yi，Zi方向）具有剛度的彈簧。動力總成懸置系統(tǒng)模型，如圖2所示。

圖2 汽車動力總成懸置系統(tǒng)模型圖

在外力作用下，用矩陣表示多自由度振動方程，如式（1）所示。

式中：[M]——慣性矩陣，包含動力總成質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量和慣性積等參數(shù)；

[K]——剛度矩陣，包含各懸置原件的動剛度、安裝角度和安裝位置等參數(shù)；

[F]——作用在動力總成上的力，包含力矩和力等參數(shù)；

q——廣義坐標向量。

根據(jù)以上簡化在ADAMS中建立動力總成懸置系統(tǒng)分析模型，如圖3所示。

圖3 動力總成懸置系統(tǒng)ADAMS模型圖

2.2 系統(tǒng)參數(shù)

動力總成質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量和質(zhì)心、懸置彈性中心、初始剛度及動靜比等相關(guān)設(shè)計輸入，如表1～表3所示。

表1 動力總成的質(zhì)量慣性參數(shù)表

表2 質(zhì)心及懸置彈性中心坐標

表3 動力總成懸置初始靜剛度和動靜比

2.3 系統(tǒng)剛體模態(tài)計算

根據(jù)相關(guān)輸入計算動力總成懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)頻率，如表4所示。

表4 優(yōu)化前動力總成懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)頻率Hz

由表4可知，該動力總成懸置系統(tǒng)在Bounce方向的模態(tài)頻率為9.1 Hz，與實測9.22 Hz的峰值頻率較為相近。

2.4 系統(tǒng)性能參數(shù)優(yōu)化

因該動力總成左右懸置總成和抗扭拉桿總成均采用純橡膠懸置，為解決汽車在粗糙不平路面激勵下出現(xiàn)連續(xù)抖動并且無法衰減的問題，同時兼顧動力總成懸置系統(tǒng)的解耦要求，需要優(yōu)化該動力總成懸置系統(tǒng)性能參數(shù)（包括重新優(yōu)化動力總成懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)頻率及增加懸置系統(tǒng)阻尼）。

2.4.1 剛體模態(tài)頻率優(yōu)化

由于抗扭拉桿總成為沿用件，故需重新優(yōu)化左右懸置總成剛度，這里以左懸置3個方向剛度（KXi，KYi，KZi）和右懸置3個方向剛度（KXj，KYj，KZj）共6個變量作為初始變量。

設(shè)計約束包括動力總成懸置系統(tǒng)垂向及繞曲軸方向剛體模態(tài)的頻率與其余模態(tài)的頻率間隔在1 Hz以上，其它模態(tài)頻率之間的間隔在0.8 Hz以上；垂向模態(tài)頻率位于8～9 Hz；各階模態(tài)頻率均需要大于6 Hz，且低于發(fā)動機怠速激勵頻率的倍[3]。

根據(jù)相關(guān)系統(tǒng)參數(shù)輸入，采用ADAMS insight進行優(yōu)化[4]，得到動力總成懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)頻率，如表5所示，Bounce模態(tài)從9.1 Hz降低到8.6 Hz，懸置靜剛度，如表6所示。

表5 優(yōu)化后動力總成懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)頻率Hz

表6 優(yōu)化后懸置靜剛度及動靜比

2.4.2 懸置系統(tǒng)阻尼

原系統(tǒng)右懸置為橡膠，懸置阻尼較小。新設(shè)計右懸置采用液壓懸置，滯后角峰值頻率設(shè)計在10 Hz左右[5]，提高動力總成懸置系統(tǒng)對Bounce模態(tài)的振動衰減，液壓右懸置滯后角曲線，如圖4所示。

圖4 液壓右懸置滯后角曲線圖

3 試驗驗證

采用性能參數(shù)優(yōu)化后的動力總成懸置系統(tǒng)進行試驗，主觀評價抖動改善明顯。關(guān)閉發(fā)動機并以20 km/h的速度進行空擋勻速通過木塊的平順性試驗，采集前排座椅導軌和發(fā)動機懸置主被動端等測點的數(shù)據(jù)進行分析，如圖5所示。從圖5a可知，懸置主動端振動明顯減小，懸置被動端在系統(tǒng)阻尼作用下衰減明顯改善；從圖5b可知，懸置被動端與駕駛員座椅導軌峰值頻率與懸置主動端明顯錯開，懸置主動端振動峰值頻率從9.22 Hz降低到9.03 Hz，加速度峰值明顯減小，時域最大振動峰值降低了36.4%，由路面連續(xù)激勵引起的汽車地板振動得到了有效的抑制。

圖5 優(yōu)化后某乘用車測點振動時域圖和頻域圖

4 結(jié)論

1）文章通過對懸置系統(tǒng)性能參數(shù)的優(yōu)化，使懸置系統(tǒng)Bounce模態(tài)處于合理范圍，解決了整車在粗糙不平路面連續(xù)激勵下出現(xiàn)的振動耦合，同時應(yīng)用液壓懸置提高系統(tǒng)振動衰減能力，使地板振動峰值降低，振動衰減改善，試驗證明該方法能有效解決車輛地板抖動的乘坐舒適性問題；

2）不足之處在于，在懸置系統(tǒng)參數(shù)匹配過程中，需要同時兼顧動力總成怠速振動及乘坐舒適性的匹配，文章僅對乘坐舒適性要求下的懸置系統(tǒng)進行參數(shù)匹配。