文章編號： 10069798（2022）01006405; DOI： 10.13306/j.10069798.2022.01.010

摘要：? 為了解決三缸發(fā)動機(jī)的振動噪聲問題，本文基于能量解耦的方法，對三缸發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，建立發(fā)動機(jī)六自由度數(shù)學(xué)模型，并以能量解耦為優(yōu)化設(shè)計(jì)目標(biāo)，以某款三缸發(fā)動機(jī)國產(chǎn)轎車為例，同時(shí)以發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的固有頻率和振動解耦為目標(biāo)函數(shù)，對其進(jìn)行發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)。為驗(yàn)證優(yōu)化設(shè)計(jì)結(jié)果的正確性，將優(yōu)化后的懸置剛度應(yīng)用到原車型中，與優(yōu)化前懸置件進(jìn)行對比實(shí)驗(yàn)。實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，與優(yōu)化前相比，優(yōu)化后的動力總成懸置各向隔振率均有明顯提高，優(yōu)化后的懸置隔振率大于20 dB，滿足隔振系統(tǒng)的設(shè)計(jì)要求。說明合理確定三缸發(fā)動機(jī)的懸置參數(shù)，能夠有效控制動力總成的振動向車內(nèi)傳遞，改善了車輛系統(tǒng)的NVH性能。該研究對發(fā)動機(jī)懸置參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)具有重要意義。

關(guān)鍵詞：? 發(fā)動機(jī)懸置; 優(yōu)化設(shè)計(jì); 解耦; 三缸發(fā)動機(jī); 怠速; 頻率布置

中圖分類號： U464文獻(xiàn)標(biāo)識碼： A

隨著國家乘用車排放法規(guī)的進(jìn)一步加強(qiáng)，小排量乘用車及基于小排量內(nèi)燃機(jī)的混合動力乘用車得到了快速發(fā)展，導(dǎo)致乘用車越來越多地使用三缸發(fā)動機(jī)[1]（如汽油和柴油發(fā)動機(jī)）。對于三缸發(fā)動機(jī)，其點(diǎn)火激勵與廣泛使用的四缸發(fā)動機(jī)明顯不同，四缸發(fā)動機(jī)在怠速時(shí)只有2階激振力[2]，而三缸發(fā)動機(jī)同時(shí)具有1級和15級激振力，并且三缸發(fā)動機(jī)15主階次頻率比四缸發(fā)動機(jī)上的主階次低5 Hz以上[3]，其噪聲、振動、聲振粗糙度（noise、vibration、harshness，NVH）性能顯著降低，因此客觀上要求合理設(shè)計(jì)三缸發(fā)動機(jī)的懸置系統(tǒng)，以獲得最佳隔振效果。車輛動力總成懸置系統(tǒng)性能設(shè)計(jì)優(yōu)劣，直接影響整車的NVH性能，懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)目標(biāo)是合理分配動力總成懸置系統(tǒng)的固有頻率，達(dá)到最優(yōu)的隔振效果。目前，常用的動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)方法是通過對懸置系統(tǒng)各階模態(tài)進(jìn)行能量解耦[45]，進(jìn)而優(yōu)化懸置的三向剛度，合理布置懸置的彈性中心位置和安裝角度，使動力總成懸置系統(tǒng)具有較高的振動解耦程度（主振動方向解耦率大于90%，其他方向解耦率大于80%），從而降低振動傳遞率，提高車輛的乘坐舒適性[67]。因此，本文以某款三缸發(fā)動機(jī)轎車為例，以發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的固有頻率和振動解耦為目標(biāo)函數(shù)，并基于能量解耦的方法，對三缸發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)[810]，優(yōu)化后的動力總成懸置各向隔振率較優(yōu)化前均有明顯提高，改善了車輛系統(tǒng)的NVH特性。該研究對三缸發(fā)動機(jī)的懸置設(shè)計(jì)具有指導(dǎo)意義。

1動力總成懸置系統(tǒng)數(shù)學(xué)模型

乘用車常用的懸置布置形式為3點(diǎn)支撐或4點(diǎn)支撐，鑒于乘用車一般采用四沖程內(nèi)燃機(jī)[11]，本文以3點(diǎn)支撐懸置系統(tǒng)為例進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的固有振動頻率低于25 Hz，遠(yuǎn)低于發(fā)動機(jī)的最低階彈性模態(tài)頻率，忽略動力總成的彈性變形，將發(fā)動機(jī)總成和車身簡化為剛體，建立動力總成懸置系統(tǒng)六自由度振動系統(tǒng)模型，動力總成采用橡膠懸置與車身連接[12]。動力總成懸置系統(tǒng)模型如圖1所示。

根據(jù)圖1建立動力總成懸置系統(tǒng)分析模型，動力總成懸置系統(tǒng)質(zhì)心坐標(biāo)系定義如下：動力總成質(zhì)心為動力總成坐標(biāo)系的坐標(biāo)原點(diǎn)，坐標(biāo)系x軸正向?yàn)檫^動力總成質(zhì)心且平行于發(fā)動機(jī)曲軸軸線，指向動力總成的

前端，z軸正向過質(zhì)心平行于氣缸中心線，垂直向上，y軸正向過質(zhì)心按右手定則確定。動力總成為一空間的六自由度剛體，動力總成質(zhì)心廣義坐標(biāo)向量為

基于拉格朗日方程的振動微分方程[13]為

式中，[M]為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣（6×6對稱陣）;[K]為系統(tǒng)的剛度矩陣（6×6對稱陣）;[C]為系統(tǒng)的阻尼矩陣（6×6對稱陣）;和x為加速度和廣義坐標(biāo)向量。

動力總成的慣性參數(shù)（質(zhì)量、質(zhì)心位置、轉(zhuǎn)動慣量）及動力總成懸置各向剛度可通過實(shí)驗(yàn)獲得，通過求解振動微分方程，獲得系統(tǒng)六自由度固有頻率及振型。

2動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)

發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的基本功能是隔振和限位，客觀上要求動力總成懸置系統(tǒng)，低頻時(shí)應(yīng)具有大剛度、大阻尼以限制其位移，高頻時(shí)應(yīng)具有低剛度和小阻尼，以獲得優(yōu)良的隔振效果。為了獲得較低的振動傳遞率，激振頻率與懸置系統(tǒng)指定方向上，固有頻率的比值應(yīng)大于2，因此合理設(shè)計(jì)懸置系統(tǒng)的固有頻率是提高NVH性能的關(guān)鍵[1415]。

2.1動力總成懸置系統(tǒng)能量解耦分析

為了獲得最優(yōu)隔振效果，懸置設(shè)計(jì)時(shí)，懸置系統(tǒng)沿某一廣義坐標(biāo)的激勵只會引起系統(tǒng)一個(gè)自由度的振動（六個(gè)自由度完全解耦）。實(shí)際上，懸置系統(tǒng)各個(gè)方向的振動相互關(guān)聯(lián)，一個(gè)方向的激勵會引起多方向的振動（能量耦合），因此懸置設(shè)計(jì)人員需要對懸置系統(tǒng)進(jìn)行解耦設(shè)計(jì)，常用的設(shè)計(jì)方法為能量解耦法。

在特定坐標(biāo)系中，求出懸置系統(tǒng)各階主振動方向的振動能量分別所占振動總能量的百分比值，得到動力總成懸置系統(tǒng)振動的能量分布廣義矩陣。當(dāng)動力總成懸置系統(tǒng)以第j階系統(tǒng)固有頻率振動時(shí)，與其關(guān)聯(lián)的第k個(gè)廣義坐標(biāo)所占的能量[16]為

式中，φj為懸置系統(tǒng)的j階主振動振型;（φj）k為φj的第k個(gè)方向;mkl為質(zhì)量矩陣第k行、第l列元素;DIPkj表示系統(tǒng)在作第j階固有頻率振動時(shí)，主振動方向所占的振動能量百分比，此值越大，系統(tǒng)解耦程度越高，系統(tǒng)各方向的振動關(guān)聯(lián)性越小。因此，動力總成懸置系統(tǒng)能量解耦目標(biāo)函數(shù)為

式中，wi為對應(yīng)于第i階頻率的加權(quán)因子。

2.2動力總成懸置系統(tǒng)固有頻率的布置

在怠速條件下，四缸四沖程發(fā)動機(jī)只有2階激振力，設(shè)計(jì)懸置系統(tǒng)時(shí)，只需避開其2階激振力即可滿足隔振設(shè)計(jì)要求[1718]。

1）懸置系統(tǒng)Z方向上固有頻率的配置。三缸發(fā)動機(jī)的激振力為1階次和15階次，并且激振頻率比四缸機(jī)低很多，以怠速750 r/min為例，四缸機(jī)2階激振力為25 Hz，三缸機(jī)1階激振力為125 Hz，15階激振力為1875 Hz，因此兼顧懸置系統(tǒng)的隔振效果和懸置系統(tǒng)的限位要求，三缸機(jī)懸置系統(tǒng)的垂向固有頻率應(yīng)布置在1階和15階激振頻率之間

懸置系統(tǒng)Z方向固有振動頻率為

11 Hz≤fz≤16 Hz

2）懸置系統(tǒng)X方向上固有頻率的配置。動力總成懸置系統(tǒng)在X方向上沒有激勵力，考慮限位要求，應(yīng)具有足夠的剛度，從而保證在汽車急加速及制動時(shí)，動力總成在此方向上不產(chǎn)生較大的位移量，避免與其他部件發(fā)生干涉。

懸置系統(tǒng)X方向上的固有振動頻率為

8 Hz≤fx≤17 Hz

3）懸置系統(tǒng)Y方向上固有振動頻率的配置。動力總成在Y方向上的振動有和繞X軸方向上的扭轉(zhuǎn)振動耦合的趨勢。因此，懸置系統(tǒng)的Y方向固有頻率既要考慮發(fā)動機(jī)繞X軸的激振頻率，同時(shí)還要兼顧汽車在轉(zhuǎn)彎工況時(shí)動力總成橫向位移的移動。

懸置系統(tǒng)在Y方向上的固有頻率為

8 Hz≤fy≤17 Hz

4）懸置系統(tǒng)繞Y軸固有頻率的配置。動力總成繞Y方向的扭轉(zhuǎn)振動與繞X方向的扭轉(zhuǎn)振動有耦合趨勢。懸置系統(tǒng)繞Y軸固有頻率的配置為

8 Hz≤fθy≤17 Hz

5）懸置系統(tǒng)繞X軸固有頻率的配置。動力總成懸置系統(tǒng)繞動力總成X軸的扭振頻率應(yīng)低于動力總成怠速時(shí)二階激勵的1/2，同時(shí)大于白車身的扭轉(zhuǎn)自振固有頻率。懸置系統(tǒng)繞X軸固有頻率的配置為

6 Hz≤fθх≤15 Hz

6）懸置系統(tǒng)繞Z軸固有頻率的配置。發(fā)動機(jī)繞Z軸的振動和發(fā)動機(jī)繞X方向的扭轉(zhuǎn)振動有耦合趨勢。

懸置系統(tǒng)繞Z軸固有頻率的配置為

8 Hz≤fθz≤15 Hz

3懸置系統(tǒng)優(yōu)化實(shí)例及實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

本文以某款三缸發(fā)動機(jī)國產(chǎn)轎車為例，以動力總成懸置系統(tǒng)的固有振動頻率和懸置系統(tǒng)振動解耦率為優(yōu)化目標(biāo)函數(shù)[19]，對該三缸發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)進(jìn)行系統(tǒng)振動優(yōu)化設(shè)計(jì)。優(yōu)化前后懸置三向剛度值如表1所示。

為驗(yàn)證優(yōu)化設(shè)計(jì)結(jié)果的正確性，將優(yōu)化后的懸置剛度應(yīng)用到原車型中，與優(yōu)化前懸置件進(jìn)行對比實(shí)驗(yàn)，優(yōu)化前懸置振動加速度幅值如圖2所示，優(yōu)化后懸置振動加速度幅值如圖3所示。由圖2和圖3可以看出，優(yōu)化后，動力總成懸置各向隔振率較優(yōu)化前均有明顯提高，優(yōu)化后的懸置隔振率大于20 dB，滿足隔振系統(tǒng)設(shè)計(jì)要求[2021]。

4結(jié)束語

動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)是提高車輛乘坐舒適性的關(guān)鍵。由于懸置系統(tǒng)性能優(yōu)化涉及諸多因素，一直以來是車輛舒適性能設(shè)計(jì)的難點(diǎn)。本文以三缸發(fā)動機(jī)為例，并基于能量解耦理論對動力總成懸置各向剛度進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，優(yōu)化后的懸置各向參數(shù)，改善了懸置系統(tǒng)的解耦率，進(jìn)而提高了動力總成懸置系統(tǒng)的隔振率，從而改善了車輛系統(tǒng)的NVH特性。基于能量結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)方法，能夠有效提高動力總成懸置系統(tǒng)的隔振率和車輛乘坐舒適性。以往的動力總成懸置系統(tǒng)隔振設(shè)計(jì)只針對單一激振頻率，隔振效果不能滿足消費(fèi)者對于車輛乘坐舒適性的要求，而本文對懸置系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)兼顧了三缸發(fā)動機(jī)1階和15階激振力，提高了懸置系統(tǒng)的綜合性能。該設(shè)計(jì)方法對三缸發(fā)動機(jī)的懸置設(shè)計(jì)具有指導(dǎo)意義。

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Optimal Design of Three Cylinder Engine Mounting System

Based on Energy DecouplingLIANG Tianye

（College of Biology Science， Jilin University， Changchun 130062， China）Abstract：? With the further strengthening of emission regulation for passenger cars， small emission plugin hybrid powertrain has been widely used in passenger cars. In order to solve the problem of vibration and noise of threecylinder engine， based on the energy decoupling method， the optimization design of threecylinder engine mounting system is carried out in this paper. The sixdegreeoffreedom （DOF） mathematical model of engine is established， the energy decoupling is taken as the optimization design objective， and vibration decoupling of the engine mounting system are taken as the objective functions， taking a domestic threecylinder engine as an example， the optimization design of the engine mounting system is carried out. At the same time， in order to verify the correctness of the optimized design results， the optimized mount stiffness is applied to the original model， and compared with the optimized front suspension parts. The experimental results show that the vibration isolation ratio of the optimized mount is higher than that of the optimized mount， and the optimized mount isolation ratio is more than 20db， which meets the design requirements of the vibration isolation system. It is shown that reasonable determination of the mounting parameters of the threecylinder engine can effectively control the Vibration transmission of the powertrain and improve the NVH （Noise， Vibration， Harshness） performance of the vehicle. This study is of great significance to the optimization design of engine mounting parameters.

Key words： engine mounting; optimization design; decoupling; threecylinder engine; idle speed; frequency arrangement

收稿日期： 20210614; 修回日期： 20210820

作者簡介：? 梁天也（1969），男，吉林長春人，博士，主要研究方向?yàn)檐囕v系統(tǒng)動力學(xué)與控制。 Email： lty691026@sina.com