解耦理論在計算發動機拉桿懸置剛體模態中的應用

李長華 向煥東 張鵬

摘 要：以解耦理論為基礎，建立了以拉桿懸置為系統的計算模型，量化評估了拉桿懸置等效質量改變帶來的剛體模態頻率的變化，通過實驗驗證，解決了樣車調教過程中一種由拉桿懸置剛體模態引起的加速轟鳴問題。

關鍵詞：加速轟鳴;拉桿懸置;能量解耦;剛體模態

汽車舒適性要求越來越高，相對應的懸置系統就承擔著更加重要的角色。本文基于解決一種發動機拉桿懸置引起的加速轟鳴[1-2]問題，以解耦理論為基礎，量化計算拉桿懸置剛體模態，解決了該車加速轟鳴，提高該車型的舒適性。

1 問題的提出及解耦計算方法

1.1 拉桿懸置與發動機懸置系統

乘用車橫置動力總成的懸置系統幾乎都是采用三點式懸置布置，即左懸置、右懸置和拉桿懸置，懸置系統在整車中的位置如圖1所示：

本文重點探討懸置系統中的拉桿懸置，及其模態特性引起的NVH問題。由拉桿懸置剛體模態引起的車內加速轟鳴聲具有聲壓級高、聲品質影響大等特點，其成因一般是發動機二階頻率激勵起拉桿懸置Z向剛體模態，引起拉桿懸置共振起放大作用，振動再經過副車架傳遞到車身，通過車身傳遞到乘員艙引起車內轟鳴，該轟鳴問題與發動機振動的大小無關，與懸置系統的隔振性能無關，只與激勵頻率和拉桿懸置本體模態特性相關[3-5]。而激勵頻率無法改變，因此獲得拉桿懸置本體的模態特性即是解決問題的關鍵點。故本文不討論發動機系統的振動問題，也不從整個懸置系統的角度展開，而是針對拉桿懸置本體的模態特性，提供一種量化計算拉桿懸置模態特性的思路，并應用到工程問題的解決當中。

1.2 拉桿懸置的振動模態

拉桿懸置的結構如圖2（a）所示：

將拉桿懸置視為系統，兩端的橡膠襯套視為橡膠元件，振動體質量為m kg（鑄鋁支架與兩個襯套外圈質量之和），建立力學模型如圖2（b）。根據參考文獻[6-10]，因系統阻尼較小，不考慮系統阻尼，則系統的自由振動微分方程為：

為部件的慣性矩和慣性積，m為振動體質量，為鑄鋁支架與兩個襯套外圈質量之和;K為系統動態剛度矩陣，與各橡膠元件的動剛度和安裝角度有關，;式中，為橡膠元件在自身坐標下的動剛度矩陣。

為振型的第個元素;為振型的第個元素;為質量矩陣第行列元素。

根據式（2）（3）可以得到拉桿懸置的固有頻率和陣型，進一步識別出問題方向的頻率（即拉桿懸置該方向的剛體模態頻率）。

2 剛體模態計算實例及驗證

某車型樣車調教過程中，發現在3檔急加速時3200RPM左右存在加速轟鳴（測點：車內駕駛員右耳），如圖3所示（實線為噪聲總量，點化線為二階曲線），并進一步分析得出此加速轟鳴是由發動機2階引起，頻率為105Hz左右。

對拉桿懸置進行頻響測試，結果顯示拉桿懸置本體Z向存在99Hz模態頻率，如圖4所示，與問題頻率105Hz接近，而其他系統沒有發現相近的模態頻率，故懷疑問題與拉桿懸置相關。再通過手工方案驗證，拉桿懸置上加質量塊后轟鳴消失，確定加速轟鳴是由拉桿懸置Z向剛體模態（后文簡稱Z向頻率）與動力總成激勵頻率耦合引起。其傳遞路徑為：發動機激勵-拉桿懸置-副車架-車身-乘員艙，最終引起乘員艙轟鳴。

2.1 制定方案

由于項目開發進度和成本，從源頭和終端解決該問題顯然不合理，故選擇從傳遞路徑解決問題。其主要思想是避頻，即將拉桿懸置Z向頻率的設置區間調整，問題頻率為105Hz左右，根據經驗，避頻20Hz以上就能夠達到較好的效果。

由于拉桿懸置的設計方案和懸置本身的產品特性，可以通過改變等效質量、橡膠剛度等辦法改變其Z向頻率，或者增加動力吸振器來解決加速轟鳴[6]。在實際工程應用中，幾種方向的方案都各有優缺點[7-12]。通過溝通發現本文車型供應商產品庫中有與鑄鋁支架相近尺寸、材料為鈑金的產品，微調后即可應用。因此選定增加等效質量的方向，制定以鈑金焊接支架來替代鑄鋁支架的方案。下一步則需要量化拉桿懸置剛體模態的變化。

2.2 仿真計算

2.2.1 解耦計算基礎參數[13]辨識

拉桿懸置的慣性參數：通過CATIA軟件賦予零部件對應的材料屬性，測得其慣性參數（不包含兩個襯套的芯子和橡膠）：Ixx 9.5E-004 Kg*m^2，Iyy 3E-003 Kg*m^2，Izz 3E-003 Kg*m^2，Ixy 3.27E-006 Kg*m^2，Iyz 2.4E-013 Kg*m^2，Iyz -1.3E-010 Kg*m^2;質心坐標：Xc 87.2mm，Yc -56.5mm，Zc -69.6mm;質量： 0.762kg。

橡膠元件彈性位置和剛度：可以從懸置系統計算報告中獲取。大襯套位置：Xb 118mm，Yb -56.5mm，Zb -69.6mm;小襯套位置：Xs -5mm，Ys -56.5mm，Zs -69.6mm;大襯套動剛度：Kbu 260 N/mm， Kbv 510N/mm，Kbw 227 N/mm;小襯套動剛度：Ksu 1358N/mm， Ksv 784N/mm， Ksw 1333N/mm。

安裝角度：拉桿懸置的安裝角度與整車平行，即安裝角度都為0°。

2.2.2 adams解耦模型建立

本文用adams軟件建立拉桿懸置的解耦模型：用box體模擬拉桿懸置支架屬性，用bushing單元模擬橡膠襯套屬性，用bushing單元將box體和地面連接模擬拉桿懸置的安裝狀態，建立模型如圖5所示：

2.2.3 計算結果

原方案解耦結果如表1所示：

改進方案的解耦計算參數：改進方案是將拉桿懸置的鑄鋁支架更換為鈑金支架，其他構件不變，基礎參數只有慣性參數不同。但鈑金支架不同的結構對應不同的慣性參數，計算后最終選定方案的慣性參數為，Ixx 1.0E-003 Kg*m^2，Iyy 4E-003 Kg*m^2，Izz 4E-003 Kg*m^2，Ixy -1.26E-005 Kg*m^2，Iyz -4.44E-012 Kg*m^2，Ixz 5.06E-010 Kg*m^2;質心坐標：-84.1mm，-56.5mm，-69.6mm;質量：1.412kg;計算結果如表2所示：

2.2.4 解耦結果辨識

計算結果Z向頻率與試驗結果接近，誤差在5%左右說明計算方法是比較合理的。有一定誤差，是由于慣性參數和等效質量均是通過軟件獲取，與實物有一定偏差，另外實車中拉桿懸置安裝在副車架上，副車架再與車身和其他部件連接，有一定的剛度和阻尼，而計算模型忽略了這個因素。

拉桿懸置的解耦計算結果，主要考察其Z向頻率，識別其是否達到避頻目標要求。而解耦率反映的是以拉桿懸置為系統的各方向振型的耦合程度，由于各頻率間隔較大，一定程度的耦合并不一定會引起整車噪聲問題，故本案例中解耦率不做重點考察。改進方案計算結果Z方向頻率為76Hz，對比原狀態99Hz降低明顯，達到20Hz的避頻經驗值，故認為改進方案能夠滿足避頻的要求。

2.3 實驗驗證

供應商制作樣件裝車，通過錘擊實驗，拉桿懸置Z向頻率為79Hz，與計算結果非常接近。通過車內噪聲測試、整車主觀評價發現3200RPM左右的加速轟鳴消失，原加速轟鳴問題附近的聲壓級曲線有最大5dB（A）左右的降低，改善效果明顯，測試結果圖6所示（實線為原方案，點化線為改善方案）：

3 總結

（1）本文通過解耦理論在計算拉桿懸置剛體模態上的應用，成功的解決了加速轟鳴問題。

（2）擴展來看，該方法也能夠量化評估拉桿懸置橡膠襯套各向剛度、彈性中心位置、安裝角度的改變帶來的剛體模態的變化，具有較強的工程應用意義。

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