基于能量解耦的汽車(chē)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)參數(shù)設(shè)計(jì)

摘要：針對(duì)某車(chē)型怠速振動(dòng)性能差的特點(diǎn)，建立了其動(dòng)力總成系統(tǒng)的ADAMS模型，分析發(fā)現(xiàn)各自由度間的振動(dòng)耦合較為嚴(yán)重?？偨Y(jié)介紹了振動(dòng)解耦理論，基于這些理論設(shè)計(jì)原則重新計(jì)算得出優(yōu)化參數(shù)。使用優(yōu)化結(jié)果重新進(jìn)行模型的振動(dòng)分析計(jì)算，驗(yàn)證了新參數(shù)的有效性，為設(shè)計(jì)改進(jìn)提供了方案。

關(guān)鍵詞：能量解耦；懸置系統(tǒng)；匹配優(yōu)化

中圖分類(lèi)號(hào)：U461.2 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A 文章編號(hào)：1005-2550（2011）04-0025-03

Parameters Design of Vehicle Powertrain Mounts Based on Energy Decoupling

LI Zheng，JI Jin-liang，YANG He-zhou，ZHU Cheng-hui

（Zhengzhou Nissan Auto Co. LTD.，Zhengzhou 450016，China）

Abstract：ADAMS model of a powertrain system whose vibration at idle speed was poor was built.using the model，it found that the vibration energy coupling between the 6DOFs was serious. Then the theory of vibration energy decoupling was concluded and based on the theory，parameters of mounts were redesigned. The effective of the new parameters were validated from the results of another new vibration analysis. Obviously，it is a solution to improve the performance of powertrain mounts.

Keywords：energy decoupling；mounts system；optimization

車(chē)身的振動(dòng)不僅影響車(chē)輛的乘坐舒適性品質(zhì)，而且還會(huì)影響操縱穩(wěn)定性。分析振源主要來(lái)自于兩個(gè)方面：不平路面激勵(lì)或發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)產(chǎn)生的往復(fù)傾覆力矩激勵(lì)。為了隔振降噪，在發(fā)動(dòng)機(jī)與車(chē)身或車(chē)架之間用較軟的橡膠或液壓懸置連接，一方面隔離動(dòng)力總成振動(dòng)，包括控制發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)較大幅度的低頻抖動(dòng)，隔離并降低高速時(shí)的高頻振動(dòng)與噪聲，同時(shí)作為一吸振器，吸收路面?zhèn)鬟f到車(chē)身或車(chē)架上的振動(dòng)。因此懸置系統(tǒng)的空間布置及性能匹配是車(chē)輛設(shè)計(jì)的重要環(huán)節(jié)。

本文結(jié)合某一怠速振動(dòng)性能較差的實(shí)例車(chē)型，借助建立其動(dòng)力總成系統(tǒng)ADAMS模型，從振動(dòng)解耦設(shè)計(jì)理論上進(jìn)行了參數(shù)驗(yàn)證和重新設(shè)計(jì)。使用優(yōu)化后的參數(shù)，從ADAMS模型提取系統(tǒng)總成的振動(dòng)線性模態(tài)，得到各自由度間的能量分布，驗(yàn)證了所達(dá)到的各階頻率和主要自由度解耦目標(biāo)。

1 懸置系統(tǒng)的振動(dòng)分析

本文采用FR車(chē)型，縱置4缸發(fā)動(dòng)機(jī)、4點(diǎn)懸置。由于怠速振動(dòng)性能較差，為分析動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的振動(dòng)特性，建立了其ADAMS動(dòng)力學(xué)模型。

1.1 動(dòng)力學(xué)模型的建立

動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的臨界頻率一般在30 Hz以下，大大低于動(dòng)力總成本身作為彈性體振動(dòng)模態(tài)（最低60 Hz），圖1 為動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的ADAMS模型。

在工程上認(rèn)為動(dòng)力總成的振動(dòng)只存在剛體模態(tài)。因此將動(dòng)力總成簡(jiǎn)化為空間剛體，并把它通過(guò)懸置橡膠墊固連在地上［1］。輸入系統(tǒng)質(zhì)量參數(shù)和各懸置的坐標(biāo)位置、彈性參數(shù)（見(jiàn)表1、表2），建立ADAMS模型（見(jiàn)圖1）。

1.2 振動(dòng)特性分析

對(duì)上述系統(tǒng)進(jìn)行VIBRATION分析，抽取線性模態(tài)數(shù)據(jù)，并借助ADAMS計(jì)算各階模態(tài)振型在坐標(biāo)系各方向上的能量分布。結(jié)果見(jiàn)表3。

該發(fā)動(dòng)機(jī)怠速為850 r/min，則發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)頻率為850/30≈28.33 Hz，由于系統(tǒng)剛體振動(dòng)最高模態(tài)頻率10.17 Hz小于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)頻率的0.707倍，即10.17<28.33×0.707=20.03，滿足懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)頻率的要求，說(shuō)明該系統(tǒng)具備一定的隔振性能。

從表3中看出，6個(gè)剛體模態(tài)中Z/Y軸能量解耦程度較高，然而在繞x軸旋轉(zhuǎn)方向的耦合較嚴(yán)重，在X/RY/RZ方向上的振動(dòng)能量耦合也很明顯。顯然在該動(dòng)力總成懸置設(shè)計(jì)時(shí)，未充分考慮各自由度間的能量解耦或部分解耦。

由于當(dāng)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)六個(gè)自由度間振動(dòng)耦合時(shí)，會(huì)導(dǎo)致動(dòng)力總成的振幅增大，振動(dòng)頻率范圍過(guò)寬，對(duì)隔振極為不利。且各自由度振動(dòng)如果互為耦合，很難對(duì)產(chǎn)生共振的自由度上的頻率進(jìn)行個(gè)別改進(jìn)而不影響其他自由度上的隔振性能，所以在設(shè)計(jì)懸置系統(tǒng)時(shí)用盡量采用解耦布置［1-5］。下面就著重介紹懸置系統(tǒng)振動(dòng)解耦的結(jié)構(gòu)和性能參數(shù)設(shè)計(jì)原則。

2 懸置系統(tǒng)振動(dòng)解耦的理論基礎(chǔ)

2.1 動(dòng)力總成兩端垂向運(yùn)動(dòng)解耦

依據(jù)剛體撞擊中心理論，將后（前）懸置布置在前（后）懸置點(diǎn)的共軛點(diǎn)上，使前（后）懸置所受的沖擊在后（前）懸置處引起的動(dòng)反力最小，從而達(dá)到良好的隔振效果。

LfLr=Iyy /m（1）

式中，Lf /Lr分別為動(dòng)力總成質(zhì)心到前后懸置組的距離；Iyy為動(dòng)力總成繞主慣性軸Y的慣性矩；m為動(dòng)力總成質(zhì)量。

2.2 單軸平動(dòng)及轉(zhuǎn)動(dòng)振動(dòng)解耦

為使動(dòng)力總成垂向和俯仰自由度振動(dòng)解耦，前后懸置在垂向上的剛度要滿足：

Kzf Lf=KzrLr（2）

式中，Kzf /Kzr分別為前后懸置組等效垂向剛度值。

2.3 扭矩軸理論

如果前后懸置的平面和扭矩軸垂直，并且前后懸置組的彈性中心均落在扭矩軸線上，則可使發(fā)動(dòng)機(jī)在Y方向的橫向振動(dòng)、Z方向的垂直振動(dòng)和繞X軸的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)解耦。

對(duì)于V型懸置組，其彈性中心O點(diǎn)確定如圖2示。

式中，L=Kw /Kv稱為懸置的剪壓比；Kw 為懸置剪切方向剛度，Kv為懸置壓縮方向剛度，θ為懸置安裝傾斜角。

3 懸置系統(tǒng)參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)

根據(jù)表1發(fā)動(dòng)機(jī)坐標(biāo)系下的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量值，可計(jì)算得到系統(tǒng)的主慣性矩：Ixx=16.44 kg·m2，Iyy=43.74 kg·m2，Izz=35.47 kg·m2。主慣性軸X和扭矩軸在參考坐標(biāo)系中的相對(duì)空間位置見(jiàn)圖3。

代入懸置系統(tǒng)其他參數(shù)，運(yùn)用第2章中的設(shè)計(jì)原則，可以得到一組優(yōu)化的系統(tǒng)參數(shù)，見(jiàn)表4、表5。這里為使懸置系統(tǒng)其他自由度間盡可能解耦，把后懸置組也設(shè)計(jì)成傾斜放置，使其彈性中心也落在扭矩軸上。

把上述重新匹配優(yōu)化后得到的參數(shù)代入ADAMS系統(tǒng)模型，重新計(jì)算VIBRATION性能，結(jié)果見(jiàn)表6。

從表6可看出：采用優(yōu)化的懸置布置方式及剛度參數(shù)后，系統(tǒng)模態(tài)頻率在限制范圍內(nèi)，Z方向振動(dòng)能量解耦率達(dá)到100%，繞X方向扭轉(zhuǎn)振動(dòng)解耦率也達(dá)到86%，Y/RZ方向的能量解耦率也都在90%以上。雖然X/RY方向上解耦改善不明顯，但在這兩個(gè)方向并不存在主要激勵(lì)，因此對(duì)系統(tǒng)隔振性能影響不大。

4 懸置位移控制

為保證懸置系統(tǒng)的壽命，發(fā)動(dòng)機(jī)在正常工作區(qū)懸置位移不能太大，而在啟動(dòng)、加速、制動(dòng)、大側(cè)向加速度轉(zhuǎn)向、沖擊等極限工況條件下，懸置系統(tǒng)要有足夠的剛度，以避免發(fā)動(dòng)機(jī)與周?chē)考缮妗６@些驗(yàn)證也都可以在ADAMS中快速實(shí)現(xiàn)。

5 結(jié)論

（1）振動(dòng)能量解耦率是動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)好壞的重要評(píng)價(jià)指標(biāo)之一。本文從振動(dòng)解耦設(shè)計(jì)理論出發(fā)，對(duì)某一懸置系統(tǒng)重新進(jìn)行了參數(shù)設(shè)計(jì)與優(yōu)化，使得系統(tǒng)具有良好的振動(dòng)解耦率，為設(shè)計(jì)改進(jìn)提供了方案。

（2）為使懸置系統(tǒng)具有良好的隔振吸能效果，在進(jìn)行車(chē)輛總體設(shè)計(jì)及發(fā)動(dòng)機(jī)開(kāi)發(fā)時(shí)，就應(yīng)該遵循設(shè)計(jì)原則，對(duì)懸置點(diǎn)的位置、安裝角度及懸置橡膠墊性能進(jìn)行充分考慮。

（3）對(duì)于重量較大的動(dòng)力總成，在使用四點(diǎn)懸置時(shí)，根據(jù)工程實(shí)際，可以采用不對(duì)稱的布置方式，但要盡量?jī)A斜布置前后懸置組，以使它們的彈性中心都落在扭矩軸線上，從而最大限度的實(shí)現(xiàn)6個(gè)自由度上的振動(dòng)解耦。

參考文獻(xiàn)：

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