重型汽車動力總成懸置系統解耦設計

張興 趙媛媛 田偉叢

摘 要：汽車動力總成懸置系統由彈性支承和剛性支架組成，用于動力總成的支承和定位，減小動力總成與底盤之間的振動傳遞等。通過合理設計懸置的角度和剛度，使其在滿足可靠性要求的基礎上，與車架之間的振動傳遞率較小，并使懸置系統具有較高的振動解耦程度。系統在某個廣義坐標方向上解耦，就是沿著該方向的激振力只能引起該方向上的振動，即沿著該方向的激振力所做的功全部轉化為該方向的能量。系統的解耦程度通常用解耦率表示，解耦率是指在某階模態振動時某個廣義坐標的振動動能與所有廣義坐標的振動總動能的比，當比值達到100%時，系統在該模態振動下是完全解耦的。

關鍵詞：汽車：動力總成懸置系統：扭矩軸：解耦

引言：

近年來，隨著人們對汽車乘坐舒適性要求的不斷提高，振動和噪聲成了汽車設計中非常重要的考慮因素，汽車的NVH性能成了衡量汽車設計水平高低的一個重要因素。隨著道路條件的改善和汽車設計的輕量化，發動機成了汽車中最大振源，動力總成懸置系統作為發動機和車身之間的隔振系統，其性能設計優劣直接影響整車的NVH性能。在動力總成懸置系統設計中，盡量要保證懸置系統具有較高的模態解耦程度，懸置系統固有頻率要配置在合理的范圍內，避免接近整車的其它模態頻率而產生共振。

1動力總成懸置系統設計

1.1懸置系統固有頻率配置要求

懸置系統匹配時要保證各方向的固有頻率在合理的范圍內。為保證懸置的使用壽命，不能將懸置橡膠塊設計的太軟，系統各階固有頻率一般要求大于5Hz：動力總成垂向方向的固有頻率應避開前懸架偏頻和車身垂直振動固有頻率：由于人體對垂直振動最敏感的頻率范圍為4～8Hz，所以懸置系統的垂直固有頻率應避免在這個范圍內：繞曲軸軸線方向的固有頻率應小于汽車怠速振動頻率的二分之一，同時也要遠離汽車俯仰方向的固有頻率。以重型汽車匹配的六缸四沖程柴油發動機為例，點火脈沖頻率

式中：n為曲軸轉速，r/min：i為發動機氣缸數，i=6：τ為發動機沖程數，τ=4。

動力總成怠速時主要激勵頻率為3階的點火脈沖頻率，即曲軸每轉一圈產生3次點火脈沖，作用方向為繞曲軸軸線方向，在怠速550r/min時的點火脈沖頻率為27.5Hz，為了有效隔振，激勵頻率與懸置系統各個方向固有頻率的比λ應大于√2，，但λ過大意味著懸置剛度很低，懸置可靠性下降，因此，工程上一般取λ=2～4，本例懸置系統6個方向的固有頻率都應控制在6.9～13.8Hz。實現動力總成剛體振動模態解耦是懸置系統設計的重要目標，重點應實現動力總成在垂直和側傾方向之間，以及垂直和俯仰方向之間的解耦。

1.2動力總成懸置系統動力學分析

動力總成懸置的彈性元件為橡膠塊，橡膠塊在空間三維方向上都有彈性，但各個懸置的間距比懸置本身的尺寸大得多，由單個懸置本身的角剛度產生的力矩比由各個懸置聯合產生的力矩小得多，因此單個懸置的角剛度可以忽略不計，同時因振幅較小，阻尼也可忽略，所以可將單個懸置簡化為沿3個彈性主軸的無阻尼線性彈簧。動力總成懸置系統固有頻率范圍內動力總成只存在剛體模態，因此可以把動力總成簡化為一空間剛體，其位置可用質心的3個直角坐標x、y、z，以及繞質心平行于定坐標軸的3個動坐標軸轉角θx、θy、θz表示，因而動力總成具有6個自由度，其廣義坐標列矢量

動力總成振動系統定坐標系原點在平衡位置時的質心上，x軸平行于曲軸軸線指向車輛后方，z軸平行于各氣缸中心線指向發動機上方，y軸垂直于x、z軸指向車輛左側（面對汽車前方看）。

2動力總成懸置系統的解耦設計

某汽車的動力總成采用4缸發動機，橫置在汽車前部，采用四點懸置。由于懸置的布置位置對懸置系統隔振特性影響最為顯著，因此在懸置系統設計時首選要合理選擇懸置的布置位置。根據車型底盤和發動機的工藝特點，為了使懸置系統具有較好的解耦特性，將左右兩個懸置布置在動力總成扭矩軸上，通過懸置支架與車身相連，這兩個懸置采用較大的三向剛度，對動力總成的自重和垂向跳動起主承載作用，另外兩個懸置布置在動力總成的前后，通過懸置支架與副車架相連，起約束發動機繞曲軸線的扭矩作用。采

用以上的布局具有以下優點。1）左右懸置作為支承動力總成的主懸置布置在扭矩軸上可以減少動力總成的激勵向車身的傳遞。2）跳動、縱搖及扭轉解耦性良好，。左右懸置X和Y坐標均落在扭矩軸上，由于實際布置位置限制，左右懸置Z坐標不能落在扭矩軸上，但左右懸置彈性中心的連線基本和扭矩軸平行（圖3）。左右懸置的Y方向位置有較大的移動空間，但左右懸置的移動將使得左右懸置的布置位置離開扭矩軸。

當右懸置Y坐標從0mm變化到120mm時，動力總成懸置系統解耦程度的變化如圖4所示。圖4中X，Y，Z，RX，RY，RZ代表的曲線分別為總成在質心坐標系中沿X，Y，Z軸和繞X，Y，Z軸的能量分布百分比。豎線位置為右懸置Y坐標在扭矩軸上。當右懸置Y坐標離開扭矩軸時，X，Y，Z，RZ4個方向的解耦程度變化不大，RX和RY兩個方向的解耦程度迅速下降。

動力總成懸置系統解耦程度隨左懸置Y軸坐標的變化如圖5所示。從圖5可以看出，X，Y，Z，RZ4個方向的解耦程度隨右懸置Y坐標的改變變化不大，RX和RY兩個方向在扭矩軸位置附近同樣出現最大值。由以上分析可以看出該動力總成懸置系統的RX和RY方向的解耦特性隨左右懸置的Y坐標變化較大，當懸置向扭矩軸兩側移動時，懸置系統的解耦程度將會迅速降低。為了進一步確定前后懸置的位置，分析了前后懸置位置變化對動力總成懸置系統解耦程度帶來的影響，由于前后懸置X和Z坐標變化較為不便，只能改變Y向位置。

結語：

應用拉格朗日方程建立動力總成振動系統關于6個自由度的振動微分方程，并推導出彈性解耦方程，在重型汽車要求裝配緩速器或取力器等特殊情形下，發動機缸體后端面靜彎矩大于設計允許值時，在變速器上增加輔助懸置，通過求解相應的解耦方程得到動力總成輔助懸置的剛度，在ADAMS軟件中應用能量解耦法證明系統解耦效果良好。同時試驗和用戶使用情況表明，增加輔助懸置后車輛舒適性提高，螺母松動、橡膠塊損壞等故障發生率減小，因此利用彈性解耦方程計算輔助懸置的剛度具有一定實際意義。

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