發動機啟停時動力總成懸置系統的設計方法研究

王道勇， 趙學智， 上官文斌,， 葉必軍

(1. 華南理工大學 機械與汽車工程學院，廣州 510641； 2. 寧波拓普集團股份有限公司，浙江 寧波 315800)

減小發動機油耗成為人們日益關注的問題，調整發動機的控制單元，縮短發動機達到最大扭矩的時間,是減少發動機燃油消耗的措施之一。另外一個措施是采用啟停技術(Start-Stop)：當發動機需要啟動時，由電機給發動機施加一個很大的瞬態扭矩，啟動發動機，當汽車遇到紅燈停止時，發動機停止工作。采用以上技術，在降低發動機油耗的同時，導致了動力總成的振動加劇，尤其是發動機啟停時，汽車車身的縱向振動加劇。為了減少上述兩種情況下動力總成的振動問題，可以優化動力總成懸置系統，減少動力總成的振動。

Bang等[1]研究了發動機啟停時動力總成懸置系統的設計方法，以一橫置的動力總成為例，提出了發動機啟停時，懸置系統的優化方法：使動力總成在俯仰和縱向充分解耦，達到減小發動機啟停時動力總成的振動。Lee等[2]的研究表明，發動機啟停時，動力總成的振動對懸置系統在縱向上的剛度最為敏感：通常增加懸置系統在縱向的剛度，減小了發動機啟停時，動力總成的位移，從而減小啟停時動力總成的振動。但是這種方法會降低懸置在怠速或高速穩態工況下懸置在縱向方向的隔振性能。

Sugimura等[3]用小波分析的方法對汽車啟停時的振動進行了分析，分析結果表明，變速箱懸置和防扭拉桿的振動，是傳遞到座椅振動的主要傳遞路徑，增加變速箱懸置縱向剛度和減小防扭拉桿縱向剛度減小了汽車啟停時的振動。Takei等[4]對汽車啟動振動的傳遞路徑進行了分析，研究表明當汽車還處于靜止時，汽車啟動時的沖擊主要來自動力總成懸置系統。

以上解決發動機啟停時動力總成振動的措施均為調整懸置系統的剛度。其它可行的措施為增加懸置的阻尼，尤其是增加防扭拉桿在發動機啟停時的阻尼，以衰減動力總成的振動。但是，橡膠懸置和防扭拉桿(也稱作橡膠懸置)的阻尼較小，調節阻尼對衰減動力總成的振動不明顯。

為此作者設計制造了一種半主動阻尼拉桿，當發動機啟停時，在拉桿X方向提供較大的阻尼，以快速衰減動力總成的振動，而在正常行駛時，將阻尼拉桿的阻尼切換成小阻尼狀態。基于懸置系統的設計理論和方法，把阻尼拉桿當作第四點懸置，優化半主動阻尼拉桿的位置。建立6自由度動力總成懸置系統模型進行動態響應分析，對比添加半主動阻尼拉桿后，通電和不通電對發動機啟動振動的影響，結果表明添加阻尼拉桿可以減小汽車啟停時的振動。

1 發動機啟停時動力總成振動評價

將動力總成視為剛體，建立六自由度的動力總成懸置系統模型。其中原點O為動力總成質心，X軸正方向與汽車前進方向相反，Y軸與曲軸平行，由變速箱指向發動機，Z軸通過右手定則確定。懸置簡化為沿3個彈性主軸U，V和W方向具有剛度和阻尼的元件，其方向分別和動力總成的X，Y和Z軸平行，如圖1所示。

圖1 汽車動力總成懸置系統 Fig.1 Vehicle powertrain mount system

為計算懸置系統的動態響應，建立動力總成懸置系統的六自由度振動微分方程如下：

(1)

式中：M，C，K分別為動力總成懸置系統質量矩陣，阻尼矩陣和剛度矩陣。X為動力總成質心的位移向量，XT=(x，y，z，α，β，γ)， 其中x，y，z分別為動力總成質心沿X，Y，Z軸的平動位移，α，β，γ為動力總成質心繞X，Y，Z軸的轉動位移。

汽車啟停時的沖擊與振動主要來自動力總成懸置系統，特別是在汽車啟動時，曲軸轉速較低，燃燒壓力產生的力矩是汽車啟動振動的主要激勵源，這時作用在曲軸上的交變扭矩可以寫成[5]

(2)

式中：Tct為曲軸的力矩；Texcit為激勵力力矩；Icrank為包括往復部件和旋轉部件的等效慣量；θcrank為曲軸的旋轉角度。

發動機的激勵力可以簡化為：

Fe=[0,0,0,0,Tct,0]

(3)

在上述發動機曲軸的激勵下，通過方程(1)可以求解出動力總成質心的位移、速度和加速度。懸置系統中第i個懸置在動力總成坐標系下的平動位移可表示為：

(4)

(5)

懸置i在主動端的加速度可表示為：

(6)

發動機啟停時動力總成的動態響應，主要采用如下評價指標：

(1) 動力總成的沖擊度

動力總成的沖擊度為動力總成質心俯仰角加速度的導數[7]來表示，單位為rad/s3。

(7)

(2) 懸置的動態支反力

在車身傳函不變的情況下，降低懸置的動態支反力可減小車身振動。汽車啟動主要是一個縱向沖擊，因此通過計算懸置X向(汽車坐標系)的動態支反力可以直觀評價添加半主動阻尼拉桿對汽車啟動振動的影響。

(3) 動力總成質心的X向加速度

評價發動機啟動時的振動大小，一般可采用車身縱向加速度表示。由Lee的研究可知，發動機剛啟動時，離合器還沒有結合，輪胎的作用力為零，車身和動力總成質心縱向加速度可表示為方程(8)。因此動力總成質心X向加速度可作為發動機啟動停時的評價指標。

(8)

式中：Mpt為動力總成的質量;Mbody為車身的質量。

(4) 懸置主動端的振動劑量值(Vibration Dose Value，VDV)

VDV用來評價瞬態工況下的振動品質，定義為懸置主動端加速度四次方在發動機啟動時間內積分的1/4次冪，單位為ms-1.75[8]。

(9)

2 半主動阻尼拉桿的動態特性

半主動阻尼拉桿的結構如圖2所示，其主要由電磁閥和缸體兩部分組成。兩端分別通過襯套與發動機和副車架相連。在汽車啟停時，轉速傳感器將啟動機或曲軸轉速信號傳遞給汽車ECU進行分析和處理，ECU通過CANBUS總線將電磁閥與車載電源接通，此時電磁閥通電，閥芯14向下移動堵住外通道9，半主動阻尼拉桿中的油液主要通過圖2中的運動活塞上的小阻尼孔流動產生大阻尼，衰減動力總成懸置系統的瞬態沖擊與振動。當汽車正常行駛時，為隔離發動機的高頻振動，電磁閥斷電，外通道9打開，油液主要通過外通道流動產生較小的動剛度和阻尼。

1.橡膠襯套 2.高壓氮氣 3.浮動活塞 4.壓縮腔 5.運動活塞 6.復原腔 7.端蓋 8.阻尼桿 9.外通道 10.電磁閥底座 11.閥芯復原彈簧 12.導磁鐵 13.線圈 14.閥芯 15.缸體圖2 半主動阻尼拉桿實物 Fig.2 Semi-active hydraulic damper rod

與液壓懸置和橡膠懸置類似，半主動阻尼拉桿動態特性可通過動剛度和阻尼來表征[9-10]，圖3給出了阻尼拉桿在振幅為1 mm和4 mm下通電(大阻尼)和斷電(小阻尼)狀態下的動剛度和阻尼系數隨頻率變化的規律。由圖可知半主動阻尼拉桿的動剛度隨頻率增加而增加，大振幅下的動剛度大于同頻率下小振幅的動剛度。小振幅下的阻尼系數隨頻率增加逐漸變小，大振幅下的阻尼系數隨著頻率增加先變小，后變大，最終都保持不變。

圖3 半主動阻尼拉桿的動剛度和阻尼 Fig.3 Dynamic stiffness and damping coefficient of semi-active hydraulic damper rod

3 發動機啟停時動力總成懸置系統的振動分析

由上節內容可知半主動阻尼拉桿與懸置類似，是具有一定剛度和阻尼的元件，本文把阻尼拉桿當成第四點懸置，根據動力總成懸置系統的設計理論和方法[11-15]，從懸置系統的固有頻率和解耦的角度出發，使各向固有頻率間隔≥1 Hz，各向解耦率≥85%，懸置各向動靜比取1.4，優化半主動阻尼拉桿的安裝位置。發動機懸置，變速箱懸置和防扭拉桿的動剛度及安裝位置由測試獲取。通過半主動阻尼拉桿在MTS831臺架上測試的動態特性數據，選擇在怠速工況(懸置系統的振幅為0.05 mm，激勵頻率為25 Hz)時阻尼拉桿的動剛度值作為優化條件。

3.1 發動機轉矩上升速率不同時動力總成的振動響應

發動機啟動時，其主要激勵為發動機繞曲軸方向的激勵，對發動機的扭矩-時間的關系，做如下定義：

M=Mo(1-e-kt)

(10)

式中：k為轉矩加載速率；Mo為發動機名義扭矩。

通過發動機管理系統(EMS)改變扭矩加載速率k的大小，可以改變動力總成懸置系統的振動特性。一般而言，加載速率k越小，即啟動時間越長，發動機在啟停時的振動越小。假定發動機啟動時響應時間為3 s，Mo=150 N/m。在不同加載速率下，動力總成沖擊度如下圖4所示。

由圖4可知當發動機加載速率由k=10減小為k=1時，沖擊度的峰-峰值從273 rad/s3減小到27.8 rad/s3。加載速率越小，沖擊度幅值越小。因此可以通過減小發動機轉矩的加載速率，降低發動機啟動時動力總成的振動。但為了降低發動機啟動時的油耗，加載速率一般不宜太小。

圖4 不同加載速率下的動力總成的沖擊度 Fig.4 Powertrain jerk at different load rate

3.2 半主動阻尼拉桿的應用

發動機啟動時，令啟動扭矩為式(11)，其中名義扭矩為150 Nm，加載速率為10 s-1。由3.1節可知加載速率較大時，會加劇動力總成的沖擊與振動。因此在原懸置系統中添加半主動阻尼拉桿后，通過系統動態響應計算，動力總成的沖擊度見圖4。由圖可知阻尼拉桿通電后，沖擊度的峰-峰值相應從273 rad/s3變為221 rad/s3，峰-峰值降低19%，在第1.5 s沖擊度幅值衰減為零。因此半主動阻尼拉桿處于通電狀態時，降低了發動機啟動時動力總成的振動。

T=150(1-e-10t)

(11)

為進一步驗證添加阻尼拉桿對發動機啟動時的振動的影響，計算得到的動力總成X向加速度，懸置X向動態支反力和懸置VDV值如圖6～圖8所示。

圖5 動力總成的沖擊度 Fig.5 Powertrain jerk on two states

圖6 動力總成縱向加速度 Fig.6 Powertrain longitudinal acceleration on two states

由圖6可知半主動阻尼拉桿不通電時動力總成X向加速度峰-峰值為0.42 m/s2，通電后變為0.35 m/s2，幅值降低17%。由方程(11)中的扭矩-時間特性知當扭矩達到最大值150 Nm的時間為0.2 s，此時，半主動阻尼拉桿通電后加速度幅值在第0.2 s達到峰值，隨后衰減。而不通電時，半主動阻尼拉桿的加速度峰值在第0.5 s附近達到最大值，說明利用半主動阻尼拉桿的大阻尼可以迅速衰減啟動時的沖擊。

動力總成懸置系統添加半主動阻尼拉桿后，計算得到懸置系統X方向的載荷，如圖7所示。

圖7 懸置X向動態支反力 Fig.7 Mount longitudinal dynamic force

由圖7(a)，圖7(b)和圖7(c)可知半主動阻尼拉桿不通電時，懸置的動態力在變化過程中波動較大。通電后，懸置動態支反力增加幅度更加平緩，減小了沖擊。同時，懸置系統X向動態支反力峰值都得到降低。當激勵力矩穩定后，除變速箱懸置動態支反力增加了10 N，發動機懸置和防扭拉桿都得到降低，防扭拉桿動態支反力峰值從320 N降為180 N，發動機懸置減小了15 N。其原因為半主動阻尼拉桿在通電時的大阻尼降低了動力總成質心的位移，導致懸置X向位移減小所致。

圖8 懸置的VDV Fig.8 Mount vibration dose value

由圖8(a)，圖8(b)和圖8(c)可知在發動機啟動時，懸置X向的VDV值在半主動阻尼拉桿通電后都得到降低，降幅分別為34%，27%和60%，其中防扭拉桿降幅較為明顯，因此添加半主動阻尼拉桿可以減小懸置主動端的加速度幅值，減小了振動通過副車架向車內的傳遞。

4 結 論

本文在分析發動機啟停時激勵力的基礎上，提出發動機啟停時動力總成懸置系統的動態響應評價指標和計算流程。當發動機啟動扭矩的加載速率較大時，加劇了動力總成振動。添加半主動阻尼拉桿后，通過懸置系統動態響應計算，對比了通電和不通電兩種狀態下動力總成的縱向加速度，沖擊度，懸置X向的動態支反力和VDV四個指標。結果表明添加半主動阻尼拉桿后，這些指標值都得到降低，即減小了汽車啟停時的振動。因此，添加半主動阻尼拉桿后，可以通過調整汽車ECU，增大發動機啟動扭矩的速率，達到節油的目的。

[ 1 ] BANG J H, YOON H W. Experiment and simulation to improve key on/off vehicle vibration quality [J]. Sae Noise & Vibration Conference & Exhibition, 2007, 2(2): 42-47.

[ 2 ] LEE Y. Study on transient vibration response characteristics of front transverse power train at key on/off [R]. SAE Technical Paper Series, 2007(1): 2283.

[ 3 ] RAO M V, MOORTHY S N. NVH analysis of powertrain start/stop transient phenomenon by using wavelet analysis and time domain transfer path analysis [R]. SAE, 2015(1): 2293.

[ 4 ] SUGIMURA H, TAKEDA M. Development of HEV engine start-shock prediction technique combining motor generator system control and multi-body dynamics models [J]. SAE International, 2013, 6(2): 1363-1370.

[ 5 ] KUANG M L. An investigation of engine start-stop NVH in a power split powertrain hybrid electric vehicle [J]. SAE Technical Paper, 2006(1): 1500.

[ 6 ] SHANGGUAN Wenbin, CHEN Daming. A method for calculating the displacements of a powertrain and mounts in a powertrain mounting system including torque struts under quasi-static loads [J]. Journal of Automobile Engineering, 2012, 226(5): 634-647.

[ 7 ] SRINIVASAN S, ORZECHOWSKI J, SCHOENHERR M. Powertrain metric to assess engine stop start refinement [J]. Sae Technical Papers, 2015: 38-50.

[ 8 ] STURESSON P O, SVENSSON C, WECKNER J, et al. N & V integration and optimization of driveline using transfer path analysis [J]. Sae Technical Papers, 2012, 20(2): 182-187.

[ 9 ] DIXON J C. The shock absorber handbook, second edition [M]. The Society of automotive Engineers, Inc, 2007.

[10] SONNENBURG R, STRETZ A. Dynamic properities of automotive damper modules [J]. Archive of Applied Mechanics, 2012, 82(12): 1795-1804.

[11] YU Y H, NAGANATHAN N G, DUKKIPAI R V. A literature review of automotive vehicle engine mounting systems [J]. Mechanism and Machine Theory, 2001, 36: 123-142.

[12] SHANGGUAN Wenbin. Engine mounts and powertrain mounting systems: a review [J]. International Journal of Vehicle Design, 2009, 49(4): 237-258.

[13] 閻紅玉, 徐石安. 發動機-懸置系統的能量法解耦及優化設計[J].汽車工程, 1993, 15(6): 321-328.

YAN Hongyu, XU Shian. Energy method of decouping and computer optimization of engine mounting systems[J]. Automotive Engineering, 1993, 15(6): 321-328.

[14] 裘新, 呂振華. 轎車動力總成-液壓懸置-副車架系統參數的優化設計[J].汽車技術, 1998(7): 1-6.

QIU Xin, Lü Zhenhua. Optimum design of the power assembly-hydraulic suspension-subframesystem [J]. Vehicle Design, 1998(7): 1-6.

[15] DEMIC M. A contribution to the optimization of the position and the characteristics of passage car powertrain mounts [J]. International Journal of Vehicle Design, 1990, 11(1): 87-103.