路面激勵下的6700客車動力總成懸置系統性能分析

趙 虎 ，毛世偉 ，辛加運 ，汪 洋 ， 王 浩

（1.江淮汽車股份有限公司技術中心，合肥 230022，2.合肥工業大學 機械與汽車工程學院，合肥 230009）

某乘用車在樣車測試中發現發動機低速行駛時振動較大，經分析與發動機懸置系統匹配有關，為此對該車型動力總成懸置系統性能進行分析，以明確問題的原因。

汽車動力總成懸置的性能分析工作已經開展多年，尤其是自上世紀80年代以來，通過許多學者的研究積累，逐漸形成了以移頻、解耦和降低動反力為主的基本設計理念，對于指導企業進行動力總成懸置系統的匹配分析起到了積極的作用。在以往動力總成懸置系統的設計、匹配、優化中，大多數工作是基于動力總成自身剛體運動的6自由度模型開展的，主要考察從動力總成到車架的振動傳遞特性［1］。這樣的處理方式對于動力總成懸置系統性能的分析評估還有一定的局限性：未能對路面激勵下動力總成懸置系統的隔振性能進行評價。考慮到汽車是一個復雜的多體動力學系統，各部件在低頻路面激勵下的動力學行為，對懸置系統可能產生較大的影響。

本文以某6700客車動力總成懸置系統為研究對象，對路面激勵下的動力總成懸置系統性能進行了分析，根據分析結論提出了懸置系統的改進建議，為進一步改善整車NVH性能提供了依據。

1 動力總成模型的建立

考慮到動力總成懸置系統的固有頻率一般不高于20 Hz，遠小于動力總成自身結構模態頻率，因此可以將動力總成和車架分別定義為剛體。結合整車平順性7自由度模型，建立該款車型13自由度整車虛擬樣機模型［2］，如圖 1 所示。

對該模型說明如下：

（1）動力總成使用 3點懸置（前 2后 1），通過BUSHING定義與車架之間的約束，懸置件簡化為3個主軸方向的剛度和阻尼。

（2）整車簡化為車身質量和非簧載質量，懸架具有線性剛度和阻尼特性，用SPRING定義。非簧載質量和地面之間的輪胎動態特性用BUSHING定義。

（3）車身具有Z向平動，繞X軸的側傾運動，繞Y軸的俯仰運動3個自由度，每個車輪有一個Z向平動自由度，使用Zfl代表左前輪的Z向運動。

2 整車振動模態及頻率響應特性

該車型發動機是四缸四沖程，怠速為750 rpm。此時Z向二階往復慣性力頻率為25 Hz；通常懸架系統的偏頻在1 Hz左右，車身共振頻率為1～1.5 Hz［3］，因此，為了獲得良好的隔振效果，動力總成懸置系統固有頻率一般配置在3～18 Hz之間較為合適，并盡可能提高沿Z向平動和繞X軸轉動方向的解耦率［4、5］。對整車系統進行模態分析，分析結果如表1。

表1 整車系統模態分析結果

從表中可以看出，動力總成和車架之間的運動耦合主要體現在第1階模態（1.114 Hz）和第13階模態（10.85Hz）。當第1階模態被激發時，由于車架和動力總成沿Z方向的運動耦合，車架向動力總成的振動傳遞較大，容易引起動力總成出現較大的振動。第13階模態為動力總成沿Z向振動的主模態，如果該階模態被激發，動力總成的振動能量向車架的傳遞較大，隔振效果變差。在動力總成懸置的設計中，應著重考慮解除該階模態中動力總成和車架沿Z向的運動耦合。另外，動力總成子系統中，繞Y軸（第7階）與沿Z向（第13階）的耦合較大。考慮到動力總成二階慣性力沿Z向作用，應盡可能提高這兩個方向的解耦率以降低沿Z向模態被激發的概率。動力總成繞Z軸（第4階）與繞X軸方向（第8階）的耦合也較為嚴重，由于低速下發動機驅動反作用轉矩是動力總成懸置系統的主要激勵之一，考慮到該激勵的方向也為繞X軸，應提高這兩方向上的能量解耦率。

為了進一步考察動力總成主動隔振性能，應用幅值為1的諧波激勵對其進行1～50Hz掃頻，得到車架質心加速度和右懸置主、被動支點沿Z向加速度頻率響應特性，如圖2、圖3所示。可以看出在1.114Hz、10.8Hz分別對應著整車第1階模態和第13階模態，由于動力總成子系統中，沿Z向和繞Y向的運動耦合，在8.7Hz的激勵下第7階模態也被激發。

3 路面隨機激勵下動力總成的響應特性

3.1 路面高程隨機序列的構建

以B級路面為例，對路面高程隨機序列的構建過程簡述如下：

標準的B級路面譜空間頻率為0.011 m-1

式中： n0為參考空間頻率，n0=0.1 m-1，Gq（n0）為參考空間頻率 n0下的路面不平度系數，Gq（n0）=64×10-6m3，f=nu，頻率區間為 0.11 Hz

對B 級路面功率譜應用諧波疊加法［7、8］，得到的路面高程隨機序列及相應的功率譜如圖4、圖5所示。

3.2 懸置系統對B級路面激勵的響應特性

動力總成沿Z向位移的大小，從一個側面體現了懸置件的隔振性能。一般來說，橡膠塊的徑向剛度大，在隨機路面和發動機的激勵下動力總成的位移就小，但是雙向傳遞的動反力變大，力傳遞率高，隔振效果不明顯；反之則動力總成的相對位移過大，橡膠塊變形大，振動過程中容易和發動機艙其他部件干涉。所以在在隔振設計中，應對動力總成的位移大小進行合理的控制。通常動力總成沿著Z向動態位移量不超過5mm，沿X、Y方向的位移盡量不超過3 mm［9］。在 B 級路面激勵下，車速為 10m/s時，動力總成質心沿Z向位移響應的時間歷程及其功率譜，如圖6，圖7所示。

由于路面的隨機激勵和汽車的振動響應均為服從高斯分布的隨機過程，因此在路面隨機激勵下，動力總成質心的位移量也為服從高斯分布的隨機信號。這樣，通過該振動信號的均值和均方根值就可以獲得動力總成質心響應量的概率分布［10］。

計算可得，動力總成質心位移的均值與均方根值分別為mz=-0.00013mm，δz=0.1038mm。由于該隨機過程服從高斯分布，動力總成質心位移小于3δz=0.3114 mm的概率為99.7%，即動力總成質心Z向位移穿越±0.3114mm的概率僅為0.3%［6］。由于動力總成位移較小，可以預測動力總成的剛度較高，力的傳遞率比較大。由圖7可以看出，動力總成振動的能量主要集中于第1階模態（1.1 Hz）和第13階模態（10.8 Hz）。

圖8、圖9為采用車速為10 m/s下的B級路面功率譜模型，應用譜分析在ADAMS中獲得的動力總成懸置系統對路面激勵下的頻域響應特性［11］。 可以看出，在 8.6 Hz、10.3 Hz 左右路面激勵到動力總成的位移傳遞率較大，隔振性能降低。圖9可以看出，隨著頻率的增加，路面不平度降低，動力總成振動減弱，但是在1.23 Hz、8.8 Hz、10.8 Hz左右卻出現了峰值，進一步印證了模態分析的結果。

4 結 論

對某6700客車在發動機激勵和路面隨機激勵下的時域、頻域響應特性進行了分析，探討了其動力總成懸置系統的正、反向隔振特性。結果表明，該乘用車低速振動較大的原因是：懸置子系統和車身子系統在Z方向的振動上存在模態耦合，導致發動機振動向車身傳遞過大。另一方面，動力總成懸置子系統中沿Z向和繞Y軸方向的運動耦合增加了動力總成沿Z向模態被激發的概率。為降低該乘用車的低頻振動，建議解除車架和懸置子系統在Z向的運動耦合，對懸置子系統的繞Y方向和Z向的解耦率也應進一步的提高。

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