王楷焱，王靈犀

(沈陽(yáng)理工大學(xué) 汽車與交通學(xué)院，沈陽(yáng) 110159)

動(dòng)力總成是汽車最主要的振動(dòng)噪聲源，動(dòng)力總成的振動(dòng)直接影響到整車振動(dòng)噪聲水平。動(dòng)力總成懸置可有效地對(duì)動(dòng)力總成傳遞到車身和底盤的振動(dòng)進(jìn)行控制。因此，懸置的隔振性能成為該零件最重要的性能之一[1-2]。

對(duì)懸置隔振性能進(jìn)行測(cè)試和評(píng)價(jià)，直接影響到懸置系統(tǒng)和整車的性能開發(fā)及優(yōu)化。目前，最為常用的測(cè)試評(píng)價(jià)方式是通過(guò)振動(dòng)加速度傳遞率進(jìn)行評(píng)價(jià)。M Ravi Teja Reddy等[3]通過(guò)振動(dòng)加速的方法對(duì)新型懸置系統(tǒng)進(jìn)行了有效評(píng)價(jià)。陶慶水等[4]采用定置工況下測(cè)試懸置振動(dòng)加速度傳遞率的方法對(duì)SUV懸置系統(tǒng)進(jìn)行了測(cè)試和評(píng)價(jià)。振動(dòng)加速度傳遞率的評(píng)價(jià)方法具有試驗(yàn)方法簡(jiǎn)單、測(cè)試設(shè)備產(chǎn)品成熟、傳感器體積小、易布置的特點(diǎn)。但在道路試驗(yàn)時(shí)，評(píng)價(jià)結(jié)果會(huì)受到路面激勵(lì)的影響，尤其是在動(dòng)力總成激勵(lì)較小或車輛行駛速度較快的工況下。

懸置力是動(dòng)力總成通過(guò)懸置元件傳遞給車身或底盤的力，通過(guò)懸置傳遞力可直接對(duì)懸置隔振性能進(jìn)行評(píng)價(jià)。但由于懸置力測(cè)試?yán)щy，因此目前少有人通過(guò)懸置力評(píng)價(jià)動(dòng)力總成隔振性能。在懸置載荷獲取方面，U E Ozturk等[5]研制了一種用于后驅(qū)重型汽車發(fā)動(dòng)機(jī)懸置六自由度載荷測(cè)量的多軸載荷傳感器，獲取了懸置載荷。張秉虎等[6]將路譜采集器應(yīng)用于懸置系統(tǒng)，獲得了懸置載荷。但以上研究中采集到的懸置載荷都用于懸置疲勞測(cè)試，少有用于懸置隔振性能評(píng)價(jià)。

本文主要通過(guò)懸置理論模型結(jié)合整車測(cè)試的方法，探索適用于整車條件下的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)隔振性能的評(píng)價(jià)方式；為實(shí)現(xiàn)懸置傳遞力的測(cè)試，制作懸置測(cè)力傳感器，使用底盤測(cè)功機(jī)實(shí)現(xiàn)對(duì)傳感器的標(biāo)定；通過(guò)對(duì)比定置工況和道路行駛工況的測(cè)試結(jié)果，得到適合懸置系統(tǒng)隔振性能的評(píng)價(jià)方式。

1 懸置隔振性能評(píng)價(jià)方法

1.1 理論模型評(píng)價(jià)

理論模型評(píng)價(jià)主要應(yīng)用于懸置系統(tǒng)的前期設(shè)計(jì)階段，包括對(duì)懸置元件的布置和模態(tài)參數(shù)的評(píng)價(jià)。布置評(píng)價(jià)主要考核懸置元件彈性中心連線與扭矩軸的夾角及距離。模態(tài)參數(shù)評(píng)價(jià)主要考核懸置系統(tǒng)各階模態(tài)分布、頻率間隔及各階模態(tài)能量解耦率。

1.2 振動(dòng)加速度傳遞率評(píng)價(jià)

通過(guò)計(jì)算懸置主、被動(dòng)側(cè)的振動(dòng)加速度均方值的比值，對(duì)懸置隔振性能進(jìn)行評(píng)價(jià)，懸置振動(dòng)傳遞率可以表示為

(1)

或

(2)

式中：ap為被動(dòng)側(cè)振動(dòng)加速度均方根值；aa為主動(dòng)側(cè)振動(dòng)加速度幅值；Ta為懸置振動(dòng)傳遞率；TdB為對(duì)數(shù)表示的振動(dòng)傳遞率。

通常還可采用發(fā)動(dòng)機(jī)二階激勵(lì)對(duì)應(yīng)的懸置主、被動(dòng)側(cè)的振動(dòng)加速度曲線幅值的比值進(jìn)行輔助評(píng)價(jià)。

1.3 懸置被動(dòng)側(cè)振動(dòng)加速度

懸置被動(dòng)側(cè)振動(dòng)加速度一定程度上可反映動(dòng)力總成實(shí)際傳遞到車身振動(dòng)量能的大小。通常情況下，懸置被動(dòng)側(cè)的振動(dòng)加速度越小，車內(nèi)的振動(dòng)水平越低，該評(píng)價(jià)方法常與懸置開發(fā)目標(biāo)相對(duì)應(yīng)。

2 懸置系統(tǒng)理論模型分析評(píng)價(jià)

2.1 懸置系統(tǒng)建模搭建

為全面對(duì)樣車進(jìn)行懸置系統(tǒng)隔振性能分析評(píng)價(jià)，首先通過(guò)仿真分析進(jìn)行理論模型評(píng)價(jià)。

應(yīng)用機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)自動(dòng)分析軟件(automatic dynamic analysis of mechnical system，ADAMS)建立懸置系統(tǒng)多體動(dòng)力學(xué)模型。建模過(guò)程中將動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)簡(jiǎn)化為質(zhì)點(diǎn)，對(duì)于懸置元件用“bushing”單元進(jìn)行模擬[7-8]。根據(jù)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果，動(dòng)力總成質(zhì)量參數(shù)如表1所示；懸置位置參數(shù)如表2所示；懸置剛度參數(shù)如表3所示。

表1 動(dòng)力總成質(zhì)量參數(shù)

表2 懸置安裝位置參數(shù) mm

表3 懸置剛度參數(shù) N/mm

2.2 懸置系統(tǒng)模態(tài)分析

通過(guò)ADAMS/Vibration 模塊對(duì)模型進(jìn)行模態(tài)分析，計(jì)算模型模態(tài)頻率和模態(tài)能量，計(jì)算結(jié)果如表4所示。

表4 模態(tài)計(jì)算結(jié)果

根據(jù)表4計(jì)算結(jié)果，樣車懸置系統(tǒng)各階模態(tài)頻率間隔在1Hz以上，可以有效避免模態(tài)頻率接近引起共振，較為合理。樣車發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速為800rpm，發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)頻率f的計(jì)算公式為

(3)

2.3 動(dòng)力總成懸置動(dòng)態(tài)仿真

2.3.1 發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)擬合

發(fā)動(dòng)機(jī)的主要振動(dòng)激勵(lì)包括：發(fā)動(dòng)機(jī)往復(fù)慣性力、發(fā)動(dòng)機(jī)俯仰力矩、側(cè)傾力矩等。對(duì)于直列4缸發(fā)動(dòng)機(jī)，往復(fù)慣性力Fz可以表示為[10]

Fz=4msrω2λpcos2ωt

(4)

式中：ms為活塞等效質(zhì)量，kg；r為曲柄半徑，m；ω為曲軸角速度，rad/s；λp為曲柄連桿比；t為時(shí)間，s。

發(fā)動(dòng)機(jī)俯仰力矩可表示為

(5)

發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)傾力矩可表示為

MX=Fz·e

(6)

式中e為質(zhì)心與2、3缸中心線在曲軸軸線方向上的距離，m。

2.3.2 動(dòng)態(tài)仿真分析

在模型中的發(fā)動(dòng)機(jī)質(zhì)心位置添加發(fā)動(dòng)機(jī)往復(fù)慣性力、發(fā)動(dòng)機(jī)俯仰力矩、側(cè)傾力矩，進(jìn)行仿真分析，分析工況如表5所示。

通過(guò)模型的仿真分析，獲得懸置傳遞力隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化曲線，如圖1所示。

圖1 不同工況懸置力仿真結(jié)果

由圖1可知，懸置傳遞力隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的增加而逐漸減小，這主要是與發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)激勵(lì)頻率有關(guān)。發(fā)動(dòng)機(jī)在轉(zhuǎn)速較低時(shí)，雖然發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出扭矩較小，但振動(dòng)的頻率低，振動(dòng)幅度較大，導(dǎo)致懸置系統(tǒng)的傳遞力波動(dòng)較大。圖1中，1000rpm前、后懸置傳遞力為20.31N 和31.23N，2500rpm前、后懸置傳遞力為12.19N 和22.89N，前、后懸置力變化幅度分別為40%和26.7%。

3 測(cè)力傳感器的設(shè)計(jì)與標(biāo)定

3.1 測(cè)力傳感器設(shè)計(jì)與試制

動(dòng)力總成產(chǎn)生的激振力一般通過(guò)動(dòng)力總成-動(dòng)力總成側(cè)懸置支架-懸置本體-車身側(cè)懸置支架-車身的路徑傳遞到車內(nèi)。因此，測(cè)試動(dòng)力總成的懸置傳遞的力，就必須將傳感器布置到力的傳遞線路上。為保證懸置元件的連接強(qiáng)度和可靠性，懸置與動(dòng)力總成、車身或副車架的連接點(diǎn)一般有2～4個(gè)；由于連接點(diǎn)過(guò)多，造成各點(diǎn)傳遞力分散，因此，該位置并不適合布置傳感器。本文采用在連接懸置膠體與車身側(cè)懸置支架的螺栓上布置電阻應(yīng)變片的方式進(jìn)行懸置傳遞力的測(cè)試。由于該位置是懸置傳遞力的必經(jīng)之路，同時(shí)該位置連接螺栓僅有一個(gè)，具有唯一性，適合布置測(cè)力傳感器。

通過(guò)對(duì)懸置連接螺栓中部進(jìn)行銑削加工，布置電阻應(yīng)變片，對(duì)貼片部位進(jìn)行封裝等工作，制成懸置測(cè)力傳感器，如圖2所示。

圖2 懸置測(cè)力傳感器樣件

3.2 懸置測(cè)力測(cè)試系統(tǒng)搭建

懸置力的測(cè)試系統(tǒng)主要包括：懸置力測(cè)試部分(應(yīng)變片、電橋、放大器、濾波器)，加速度測(cè)試部分(加速度傳感器、放大器、濾波器)，數(shù)據(jù)采集器、分析程序、顯示、存儲(chǔ)等。試驗(yàn)測(cè)試系統(tǒng)組成如圖3所示。

圖3 試驗(yàn)測(cè)試系統(tǒng)組成圖

3.3 懸置測(cè)力傳感器的標(biāo)定

由于測(cè)試系統(tǒng)采集的懸置測(cè)力傳感器信號(hào)為電壓信號(hào)，要得到懸置力的測(cè)試結(jié)果還需要對(duì)測(cè)力傳感器進(jìn)行標(biāo)定，獲得懸置傳遞力和測(cè)試信號(hào)的數(shù)值關(guān)系，標(biāo)定流程如圖4所示。

圖4 測(cè)力傳感器標(biāo)定流程

底盤測(cè)功機(jī)試驗(yàn)測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)如圖5所示。

圖5 底盤測(cè)功機(jī)測(cè)試

首先，通過(guò)底盤測(cè)功機(jī)進(jìn)行整車測(cè)試。試驗(yàn)樣車為1.5L直列四缸發(fā)動(dòng)機(jī)汽油車，試驗(yàn)車速為30km/h，發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)載為全負(fù)荷，變速器擋位為2擋。測(cè)試獲得驅(qū)動(dòng)輪驅(qū)動(dòng)力曲線。根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩與驅(qū)動(dòng)輪驅(qū)動(dòng)力關(guān)系，有

(7)

式中：ig為變速器傳動(dòng)比；i0為主減速器速比；r為輪胎滾動(dòng)半徑，m；ηT為傳動(dòng)系統(tǒng)機(jī)械效率，%；Ttq為發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩，N·m。

同時(shí)，根據(jù)試驗(yàn)結(jié)果中懸置測(cè)力傳感器信號(hào)比值，得到前、后懸置力的比例關(guān)系。基于發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩和懸置反力矩的平衡關(guān)系，計(jì)算得到懸置力曲線。最后以懸置力曲線幅值為縱坐標(biāo)，測(cè)試信號(hào)幅值為橫坐標(biāo)繪制散點(diǎn)圖，并進(jìn)行線性擬合，得到懸置力與測(cè)試信號(hào)幅值的比例關(guān)系為

F1=-9.01A1+1117

(8)

F2=10.21A2-1370

(9)

式中：F1、F2分別為前、后懸置的懸置力，N；A1、A2分別為傳感器測(cè)試信號(hào)幅值，mV。

4 整車測(cè)試與評(píng)價(jià)

4.1 整車懸置力測(cè)試

通過(guò)整車測(cè)試，可得到懸置傳遞力和懸置振動(dòng)加速度的實(shí)際數(shù)據(jù)，為懸置隔振性能評(píng)價(jià)提供依據(jù)。

試驗(yàn)設(shè)備包括：懸置測(cè)力傳感器，振動(dòng)加速度傳感器，電腦筆記本，動(dòng)態(tài)應(yīng)變儀，信號(hào)調(diào)理儀等。其中懸置測(cè)力傳感器布置在前、后懸置；同時(shí)在前、后懸置主被動(dòng)側(cè)布置加速度傳感器。

測(cè)試工況主要包括定置工況、道路定轉(zhuǎn)速行駛工況，各工況試驗(yàn)數(shù)據(jù)均在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速穩(wěn)定狀態(tài)下測(cè)得，具體見(jiàn)表6所示。

表6 試驗(yàn)工況表 rpm

4.2 測(cè)試結(jié)果與分析

定置工況試驗(yàn)懸置傳遞力與加速度傳遞率對(duì)比如圖6所示。

圖6中，前后懸置的傳遞力、加速度傳遞率1000rpm和3000rpm數(shù)據(jù)相比，其值均下降，懸置的隔振性能增強(qiáng)，這和仿真結(jié)果一致。

圖6 定置工況懸置傳遞力與加速度傳遞率對(duì)比

道路行駛工況懸置傳遞力與加速度傳遞率對(duì)比如圖7所示。

圖7 道路行駛工況懸置傳遞力與加速度傳遞率對(duì)比

由圖7a和圖7b可知，在2擋定轉(zhuǎn)速行駛工況下，懸置傳遞力和加速度傳遞率的變化趨勢(shì)在1500rpm后基本一致。由圖7c可知，在3擋定轉(zhuǎn)速行駛工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)前懸置傳遞力和加速度傳遞率的變化趨勢(shì)有較大差別，發(fā)動(dòng)機(jī)加速度傳遞率在2000rpm后有明顯增大趨勢(shì)。由圖7d可知，在1500rpm后，懸置加速度傳遞率有明顯的增大，但懸置傳遞力變化速率沒(méi)有加速度傳遞率變化明顯，這和車輛速度有較大關(guān)系。

當(dāng)車速較高時(shí)，路面對(duì)車身的激勵(lì)明顯增大，導(dǎo)致懸置車身側(cè)振動(dòng)加速度大幅增加，影響懸置的加速度傳遞率，但對(duì)懸置傳遞力的影響并不十分明顯。

多工況下懸置傳遞力對(duì)比如圖8所示。

圖8 多工況下懸置傳遞力對(duì)比

由圖8可知，道路行駛工況下，懸置的傳遞力幅值相對(duì)于定置工況有一定的增大，在2500rpm前，懸置傳遞力變化趨勢(shì)基本一致。后懸置的傳遞力，在2擋2500rpm后，一定程度上受到路面激勵(lì)增加產(chǎn)生影響。圖8中3擋工況下，1000rpm時(shí)，前、后懸置傳遞力分別為21.64N和40.38N；2500rpm時(shí)，前、后懸置傳遞力分別為24.06N和51.47N，變化幅度分別為11.1%和27.5%。

多工況下加速度傳遞率對(duì)比如圖9所示。

圖9 多工況下加速度傳遞率對(duì)比

由圖9可知，定置工況和2擋行駛工況，懸置加速度傳遞率曲線變化趨勢(shì)較為一致。但3擋工況下，前懸置在2000rpm后、后懸置在1500rpm后，懸置的加速度傳遞率增加明顯。3擋工況下，1000rpm時(shí)，前、后懸置加速度傳遞率分別為25.64%和47.3%；2500rpm時(shí)，前、后懸置加速度傳遞率分別為57.29%和90.35%，變化幅度分別為123.4%和91%。表明在中高速行駛時(shí)，路面激勵(lì)對(duì)振動(dòng)加速度傳遞率的干擾十分明顯。

通過(guò)以上分析可以確定懸置傳遞力與懸置振動(dòng)加速度的評(píng)價(jià)方法，在無(wú)外界振動(dòng)干擾或干擾較小時(shí)，評(píng)價(jià)效果較為一致；當(dāng)存在較大外界干擾時(shí)，通過(guò)懸置力評(píng)價(jià)動(dòng)力總成懸置隔振性能則更為可靠。懸置傳遞力在道路行駛工況下，更適合對(duì)動(dòng)力總成懸置隔振性能進(jìn)行評(píng)價(jià)。

5 結(jié)論

(1)建立動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)模型，對(duì)樣車懸置系統(tǒng)進(jìn)行理論評(píng)價(jià)。懸置傳遞力的穩(wěn)態(tài)波動(dòng)幅值隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的增加而減小，1000rpm與2500rpm狀態(tài)下相比，前、后懸置力變化幅度分別為40%和26.7%，這一結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果趨勢(shì)一致。

(2)通過(guò)在懸置連接螺栓上布置應(yīng)變片的方式，制作了懸置測(cè)力傳感器，計(jì)算出懸置傳遞力與傳感器信號(hào)幅值的比例關(guān)系，實(shí)現(xiàn)對(duì)傳感器標(biāo)定。

(3)懸置傳遞力在車輛定置和低速行駛工況，對(duì)懸置隔振性能評(píng)價(jià)結(jié)果與加速度傳遞率評(píng)價(jià)結(jié)果基本一致。但3擋行駛發(fā)動(dòng)機(jī)1000rpm 和2500rpm 工況下，前、后懸置加速度傳遞率試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比，分別增加123.4%和91%，而懸置傳遞力的增加幅度分別為11.1%和27.5%，說(shuō)明在汽車中高速行駛時(shí)，懸置傳遞力較加速度傳遞率評(píng)價(jià)更為穩(wěn)定，更適用于整車道路行駛工況下的懸置隔振性能評(píng)價(jià)。