車輛動力裝置變剛度隔振新方法

劉 勇 周一帆 許鎧通 姜 偉

1.內蒙古第一機械集團有限公司，包頭，014000 2.華中科技大學數字制造裝備與技術國家重點實驗室，武漢，430074

0 引言

動力裝置既是車輛的動力源，又是車輛中的主要振源[1]。動力裝置產生的振動若不能被有效地隔離，則會降低乘員的舒適性，影響車載設備的可靠運行。合理設計隔振系統可有效降低車輛振動，降低隔振剛度可顯著降低隔振起始頻率，從而提高系統隔振性能，這需要隔振系統具有低剛度特性。但在傳統定常剛度隔振系統中，降低隔振剛度會造成隔振系統的承載能力與穩定能力不足，導致動力裝置失穩與動力艙其他零件發生碰撞，從而影響車輛的運行安全[2]。合理匹配隔振系統性能參數并設計隔振器構型，保證系統具有低隔振剛度與高穩定能力，對降低動力裝置振動傳遞以及保證系統高穩定運行具有重要意義。

近年來，許多學者開展了動力裝置隔振系統設計研究，如優化隔振剛度、安裝方位等參數降低振動傳遞[3-4]，合理匹配隔振系統固有頻率并提高系統解耦程度[5]，綜合考慮整車振動控制的優化設計[2,6]等。TRUONG等[3]以隔振系統靜剛度為設計變量，以車架加速度和位移均方根值最小為目標進行優化，使車架振動加速度幅值減小了22.8%，位移幅值減小了12.4%。HU等[6]建立了動力裝置與車身耦合系統的多自由度模型，設計了隔振系統的剛度、安裝坐標，使系統實現了扭矩軸解耦。部分學者通過優化三向剛度、安裝位置與角度，以期合理匹配隔振固有頻率和提高振動解耦程度[7-11]。準零剛度(quasi-zero stiffness，QZS)隔振器具有高靜態剛度和低動態剛度特性，可以兼顧高承載穩定性和低頻隔振性能，因而得到了人們的廣泛關注。將正負剛度機構并聯是實現準零剛度的常用方法，機械負剛度機構主要有壓縮彈簧機構[12]、壓桿機構[13]、凸輪-滾輪-彈簧機構[14-15]和磁負剛度機構[16]等。ZHOU等[14-15]基于凸輪-滾輪-彈簧機構提出了一種新型單自由度QZS隔振器，實驗驗證了該QZS隔振器的優越低頻隔振性能，在此基礎上又構造了六自由度QZS隔振器。SUN等[17]提出了一種多層剪式結構的QZS隔振器，對非線性剛度、摩擦力和阻尼特性進行了分析和設計，研究結果表明，該QZS隔振器可實現良好的隔振性能。特種車輛動力裝置隔振系統需要結構簡單、性能穩定，其隔振器設計空間有限，且動力裝置振動幅度較大，上述研究中的 QZS隔振器無法直接應用。

上述研究大多只針對隔振系統的定常剛度進行優化設計，而目前有關影響隔振性能和穩定性的變剛度規律及實現方法的研究報道還較少。本文提出了預壓定剛度彈簧與變剛度彈簧并聯的變剛度隔振新構型，并闡明了依據隔振率和穩定性的變剛度參數設計方法。通過仿真分析和試驗結果驗證了該新型變剛度隔振器可在保證承載穩定性的前提下大幅提高低頻隔振率。

1 某動力裝置原隔振系統分析

某新型特種車輛動力裝置(含發動機、變速器、動力輔助系統)質量mp=2300 kg，額定轉速n0=1700 r/min工況下的額定功率P0=445 kW，最大輸出扭矩T0=16 kN·m。該動力裝置的隔振系統采用圖1所示的6點支撐。該動力裝置功率大，作用于隔振器的動載荷大，傳遞至車體的振動大，要求額定工況下隔振系統隔振率λ≥80%。同時要求隔振系統承載穩定性好，在不同擋位(扭矩)工況下，隔振器高度變化h≤3 mm，輸出軸端面中心點相對于理想位置的徑向位移變化位于半徑為r0=3 mm的圓內，以避免增大傳動系統的動載荷，并防止動力裝置與鄰近結構產生干涉和碰撞。

圖1 某特種車輛動力裝置隔振系統動力學模型示意圖Fig.1 Dynamics model of vibration isolation system of a special vehicle power pack

原始隔振器采用的是12個某型號金屬絲網隔振器，兩兩一組按圖1所示的點位布置在動力裝置和車體之間。單個金屬絲網隔振器的力學特性如圖2所示，在常用載荷區間范圍內，單個隔振器的剛度值大于1500 N/mm，因12個隔振器并聯構成的隔振系統剛度過大，在額定工況下隔振率僅30%，與設計要求有較大差距。經分析，這類金屬絲網隔振器的剛度隨載荷增大而增大，低剛度區范圍較窄，且因額定載荷和動態載荷均較大，實際工作時不在低剛度區范圍內，為了滿足保證大功率動力裝置的承載穩定性，只能大幅犧牲隔振性能。

圖2 某型號金屬絲網隔振器載荷-位移及剛度特性曲線Fig.2 Load-displacement and stiffness characteristic curves of a certain type of metal-net isolator

2 新型變剛度隔振系統設計與分析

2.1 新型變剛度隔振器結構及原理

為了解決高隔振性能和承載穩定性的矛盾，本文提出了一種新的變剛度隔振構型，它由主支承彈簧和上下成對布置的金屬絲網結構并聯而成，如圖3所示。

圖3 新型變剛度隔振器結構原理圖Fig.3 Structure diagram of the new variable-stiffness vibration isolator

主支承彈簧被預壓縮一定長度以抵消額定負載，從而保證額定載荷下金屬絲網結構基本不受載。金屬絲網與承載結構間保留合理的間隙，以拓寬隔振器低剛度區的范圍。當隔振系統所受動載荷在一定范圍內變化時，該隔振器的剛度主要由主支承彈簧決定，因此具有較低剛度的主支承彈簧可以保證高隔振性能。當隔振器所受動載荷增大到一定幅度后，金屬絲網受壓，與主支承彈簧并聯，使隔振器的綜合剛度迅速增大，從而保證隔振器的承載穩定性。

本文所述新型變剛度隔振器的垂向載荷-位移特性可用下述函數近似表征：

F(z)=k0(z+z0)+αγβ1(z′)3+αγβ2(z′)5

(1)

式中，k0為主支承彈簧的剛度；z為隔振器的垂向位移；z0為主支承彈簧的預壓縮量；δ為低剛度行程區間(由金屬絲網的預留間隙決定)；β1、β2為變剛度特性系數(由金屬絲網的結構形狀、絲徑和密度決定)；p0為低剛度區間中點處位移量。

該隔振器的垂向剛度-位移特性函數為

k(z)=k0+3αβ1(z′)2+5αβ2(z′)4

(2)

圖4a和圖4b分別為不同變剛度特性系數下的變剛度特性圖，增大系數β1和β2的值，在低剛度區間外，剛度值隨位移變化而變化的程度越顯著，系統的承載穩定性也越高，而在低剛度區間內，剛度值始終為低剛度k0。圖4c為不同低剛度行程區間δ下的變剛度特性圖，改變δ值可直接改變低剛度區間的大小，以適應不同幅值振動的隔振需求。

(a) 不同變剛度特性系數β1下變剛度特性圖

2.2 新型變剛度隔振器隔振性能參數匹配設計

某特種車輛的動力裝置隔振系統中有6個采用平置形式布置的隔振器，為提高隔振系統振動傳遞率的計算效率，將動力裝置隔振系統簡化為三質體系統。

對于圖1所示的動力裝置隔振系統等效簡化模型，已知mb=1400 kg為依據原隔振配置經振動測試辨識得到的等效車體質量(小于車體實際質量)，kb=1820 N/mm為懸架系統和輪胎的等效垂向總剛度，cb=96 N·s/mm為對應的垂向總阻尼；me=100 kg為車載儀器設備的質量，ke=200 N/mm和ce=0.5 N·s/mm分別為對應的垂向隔振剛度和阻尼；kp、cp分別為6個隔振器構成的隔振系統垂向總剛度以及垂向總阻尼；xb、xe和xp分別為車體、車載儀器和動力裝置的垂向位移。建立等效車體的振動方程如下：

(3)

系統的廣義位移為X=[xexb]T，整理式(3)得到隔振系統的動力學方程為

(4)

其中，系統的質量、阻尼、剛度以及廣義力矩陣分別為

對式(4)進行拉氏變換，可得由振源至車體的傳遞函數為

(5)

Xb(s)=(mes2+ces+ke)(cps+kp)

Xp(s)=(ces+ke)mes2+(mes2+ces+ke)·

(mbs2+cps+cbs+kp+kb)

則隔振率λ=1-G(s)，其中s為拉普拉斯算子。實踐表明，該動力裝置在n0=1700 r/min的額定工況下振動能量主要集中在曲軸轉頻f0=28.33 Hz及其若干倍頻處。因此，保證隔振率λ≥80%的關鍵是匹配合適的隔振器剛度和阻尼，使f0=28.33 Hz處的振動傳遞率G≤20%。

為分析動力裝置隔振器參數對振動傳遞的影響規律，確定隔振器的剛度、阻尼等動力學參數的可行設計區間，在建立的動力學模型基礎上，調整隔振器的剛度和阻尼參數，并進行動力裝置至車體的振動傳遞特性分析。原始金屬絲網隔振器垂向總剛度約為kp=18 kN/mm，如圖5所示，隨著隔振器的剛度降低，傳遞函數曲線逐漸左移，在f0=28.33 Hz處的振動傳遞率分別為-2.97 dB、-6.79 dB、-11.41 dB、-18.05 dB、-23.17 dB。由此可知，降低動力裝置隔振剛度可顯著提高系統隔振性能。如圖6所示，增大隔振器阻尼，低頻共振區域的振動傳遞率降低，而工作頻段的振動傳遞率提高，但在f0=28.33 Hz處振動傳遞率的變化不顯著。

圖5 隔振器不同剛度參數下振動傳遞特性Fig.5 Vibration transmission characteristics of vibration isolator under different stiffness parameters

圖6 隔振器不同阻尼參數下振動傳遞特性Fig.6 Vibration transmission characteristics of isolator with different damping parameters

本文所述新型變剛度隔振器的阻尼主要由金屬絲網結構決定，其阻尼比一般隔振器的阻尼小，而隔振系統固有頻率必然遠低于曲軸轉頻f0(f0=28.33 Hz)，因此隔振器的阻尼參數變化對該頻率附近的振動傳遞率影響較小。基于這一現象，主要根據隔振器的實際尺寸空間限制初步設計金屬絲網結構，所得單個隔振器垂向阻尼系數約為1.6 N·s/mm，因此6個隔振器總的垂向阻尼為cp=9.6 N·s/mm。

考慮后續制造裝調誤差，保留設計余量，在設計環節擬設定隔振系統在關鍵頻率f0=28.33 Hz處垂向隔振率為90%(即垂向振動傳遞率為10%)。根據上述條件，經匹配計算得到隔振系統垂向總剛度為kp=3870 N/mm，則單個新型隔振器的主支承彈簧剛度為k0=645 N/mm。

2.3 基于新型變剛度隔振器的承載穩定性分析

動力裝置工作于不同擋位時輸出扭矩不同，各隔振器因此產生的反作用力也不同，從而導致動力裝置穩態位姿不同。為保證承載穩定性，本文通過優化新型變剛度隔振器的低剛度區間δ、變剛度特性參數β1和β2，使動力裝置輸出軸在不同擋位(扭矩)下的徑向偏移盡量集中，位于半徑為3 mm的包絡圓內，以避免傳動系統動載過大或動力裝置與鄰近結構碰撞等問題。經分析優化，本文設計的新型變剛度隔振器的上述參數分別為：δ=2.25 mm,β1=1235,β2=3991。依據設計要求研制了該隔振器，采用WDW-E100D型電子萬能試驗機完成了其載荷-位移特性和剛度-位移特性的測試，如圖7所示。本文具體測試了主支承彈簧預壓縮量z0為4 mm和7 mm兩種條件。

圖7 新型隔振器的變剛度測試圖Fig.7 Variable stiffness testing of the new vibration isolator

仿真與實測結果的對比如圖8所示，結果表明，預壓縮量為4 mm時，載荷仿真誤差e≤5.2%；預壓縮量為7 mm時，載荷仿真誤差e≤6.4%。在-1.5 mm至-3.5 mm位移區間內，隔振器的實際剛度為692 N/mm，比設計值645 N/mm增大了7.3%。

(a) 新型隔振器的載荷-位移特性

為校驗該隔振系統配置在不同扭矩工況下動力裝置輸出軸的徑向偏移情況，按照6個隔振器的實際位置布點，依據各隔振器實際承載狀況分別調整主支承彈簧的預壓縮量，建立動力裝置隔振系統多自由度動力學仿真模型。在輸出軸端依次設定1～8擋及倒擋對應的扭矩，如圖9所示。

圖9 不同擋位下的穩態扭矩Fig.9 Steady torque in different gears position

仿真了各隔振器在不同擋位(扭矩)下的高度變化，結果如圖10所示，各隔振器的高度變化都在±2.85 mm內，符合±3 mm的總體要求。輸出軸的徑向偏移量如圖11所示，結果表明，輸出軸端面中心點在不同擋位下的徑向偏移量可由一半徑為r≤1.9 mm的圓包絡，小于r0=3 mm的要求，即滿足承載穩定性要求。

圖10 不同穩態扭矩工況下各隔振器的高度變化Fig.10 Height change of each vibration isolator under different steady torque conditions

圖11 不同穩態扭矩工況下輸出軸徑向偏移Fig.11 Radial offset of crankshaft under different steady torque conditions

分別配置新型隔振器和原始隔振器時，由動力裝置至車體的振動傳遞仿真曲線對比見圖12。相較于原始隔振器，新型隔振器的隔振性能顯著提高，在動力裝置主要的激勵頻帶內，振動傳遞率降低了約15 dB，并且在f=28.33 Hz處的振動傳遞率小于-20 dB，滿足隔振性能要求。

圖12 配置新型隔振器和原隔振器的傳遞函數對比Fig.12 Comparison of transfer function between novel type vibration isolator and original vibration isolator

3 實車隔振性能測試與分析

為測試所研制的新型變剛度隔振器的實際效果，將6個隔振器安裝于某新型特種車輛上，構成其大功率動力裝置的隔振系統。在動力裝置上、車體上分別與隔振器固定連接的位置布置DL311型加速度傳感器，如圖13所示。使發動機分別運行于不同轉速工況下，采用LMS SCADAS SC310振動測試分析系統分別記錄車體和動力裝置上隔振器連接點的垂向加速度信號，以驗證新型變剛度隔振系統的隔振效果。

圖13 新型特種車輛上變剛度隔振性能測試圖Fig.13 Experiment of variable stiffness vibration isolation performance on a new special vehicle

在額定轉速n0=1700 r/min工況下，采用原始隔振器進行測試，動力裝置端和車體端垂向振動加速度的典型時域信號如圖14所示，對應的加速度功率譜密度如圖15所示。采用新型隔振系統時，動力裝置端和車體端垂向振動加速度的典型時域信號如圖16所示，對應的加速度功率譜密度如圖17所示。圖中，紅線表示動力裝置端振動信號，綠線表示車體端振動信號。

圖14 額定工況原始隔振器上下振動加速度時域信號Fig.14 Time-domain signal of vibration acceleration above and below the original isolator under rated operating conditions

圖15 額定工況原始隔振器上下振動加速度功率譜密度Fig.15 Vibration acceleration PSD above and below the original isolator under rated operating conditions

圖16 額定工況新型隔振器上下振動加速度時域信號Fig.16 Time-domain signal of vibration acceleration above and below the new isolator under rated operating conditions

圖17 額定工況新型隔振器上下振動加速度功率譜密度Fig.17 Vibration acceleration PSD above and below the new isolator under rated operating conditions

由圖15和圖17可以看出，在n0=1700 r/min的額定工況下，動力裝置上的振動屬于若干窄帶線譜與寬頻域隨機譜的疊加，在28.33 Hz處振動最大，在56.67 Hz處次之，繼而是85.00 Hz處的振動。這表明在針對這類大功率動力裝置進行隔振系統設計時，以曲軸轉頻及其倍頻處的隔振性能作為設計計算的依據是正確且有效的。由圖16可以看出，采用新型變剛度隔振系統時，動力裝置端瞬時加速度最大峰值為2.341g，均方根值為0.614g；車體端瞬時加速度最大峰值為0.383g，均方根值為0.101g。這表明采用所研制的新型變剛度隔振系統時，其隔振率為

由圖14可以看出，采用原金屬絲網隔振器配置時，動力裝置端瞬時加速度最大峰值為2.304g，均方根值為0.643g；車體端瞬時加速度最大峰值為1.519g，均方根值為0.448g。由此可計算出采用原始隔振器時隔振率僅為30.3%。

實測隔振率83.5%低于初始設計時設定的90%，其原因主要是實際制造環節的誤差所致，即實際彈簧剛度值692 N/mm大于設計值645 N/mm。另外，實際車輛的自由度多，動力學模型復雜，設計仿真時對系統動力學模型進行了必要的簡化，這些簡化必然帶來一定的誤差。

總體而言，利用本文設計研制的新型變剛度隔振器構建某特種車輛大功率動力裝置的變剛度隔振系統，在保證承載穩定性的前提下，額定工況下隔振率較原有的30.3%大幅提高到83.5%，滿足了總體設計關于隔振率λ≥80%的要求。

4 結論

(1)針對車輛大功率動力裝置振動大、動載強，對隔振系統的隔振率和穩定性要求極高，本文提出了一種定剛度主支承彈簧與變剛度金屬絲網并聯的隔振新構型，寬域低剛度提供高隔振率，較高的變剛度特性保證承載穩定性。

(2)針對某特種車輛大功率動力裝置，依據隔振率和穩定性需求，基于系統動力學分析匹配新型變剛度隔振器的相關參數，設計并研制了新型變剛度隔振器，工作剛度低至692 N/mm。在不同擋位(扭矩)工況下，新型隔振系統使動力裝置輸出軸徑向偏移半徑不大于1.9 mm，滿足穩定性要求。經實車測試，在1700 r/min額定轉速的工況下，新型隔振系統的隔振率由原來的30.3%大幅提高至83.5%。所提新型變剛度隔振構型實現了大功率動力裝置低頻隔振性能和高承載穩定性的統一。