重卡動力總成懸置設計方法與產品開發

蘇朝霞，董加加,2

（1.北汽福田汽車股份有限公司 工程研究總院，北京 102206；2.北汽(常州)汽車有限公司，江蘇 常州 213000）

0 引言

重型卡車用動力總成懸置系統通常為6點布置，位于發動機前端左右對稱布置的懸置稱為A點懸置；位于發動機飛輪殼左右兩側對稱布置的懸置稱為B點懸置；位于變速箱尾端上方的輔助支撐稱為E點懸置，如圖1所示。

圖1 懸置安裝位置示意圖

某系列車型配備AMT自動變速箱的車型采用的懸置安裝點為A+B+E。其中，E點殼體開裂故障率為0.19%。如圖2所示，該自動變速箱E點處殼體的故障形式主要表現為：1）鋼套脫出；2）鋼套脫出同時E點橡膠開裂；3）E安裝凸臺根部開裂。變速箱殼體損壞則需要更換整個殼體，費用高昂，售后抱怨強烈，橡膠軟墊頻繁開裂也導致較高抱怨。

圖2 變速箱殼體失效形式

1 仿真及試驗驗證

1.1 仿真分析

1.1.1 原車懸置系統參數

車輛動力總成參數如下：動力總成總質量為1318.53 kg，動力總成在整車坐標系下的質心坐標為（196.92，-16.96，182.34）；發動機輸出轉矩為2600 N·m，變速器1擋速比為16.1，倒擋速比為15.5。懸置系統彈性中心坐標如表1所示。

表1 動力總成彈性中心

車輛懸置系統的靜剛度數據如表2所示。

表2 懸置系統剛度 N/mm

1.1.2 仿真工況設計

基于重型卡車的使用條件，確定表3所示的仿真工況，計算A點、B點、E點的載荷分布情況。根據參考文獻[2]，載荷施加在動力總成質心處，載荷包括力和力矩，g為重力加速度。

表3 重卡用載荷工況

表3中：Twot.Fr=TMET·iFGR·iFDR·fMF；Twot.re=TMET·iRGR·iFDR·fMF。

為了確認不同E點剛度對變速箱殼體的影響，并考慮了動力總成剛體模態和解耦率[3]要求，設計了表4所示的剛度方案分析對比。

表4 不同E剛度匹配方案 N/mm

1.1.3 仿真模型

利用HyperWorks搭建動力總成和懸置系統模型，如圖3所示。其中，采用點質量替代動力總成，動力總成與懸置支架采用rbe2連接，橡膠彈性體采用彈簧單元模擬。

圖3 動力總成載荷計算模型

1.1.4 仿真分析結果

驗證1的剛度設定表明：相對于原設計，正/反向最大轉矩工況下，E點受到側向力減小約1000 N (40%)，E點受到的垂向力減小約4000 N(35%)；垂向沖擊工況下，E點受到側向力減小約2000 N (42%)，E點受到的垂向力減小約2500 N(28%)；前后沖擊工況下，E點受到X、Y、Z方向力變小幅值約100 N，可忽略；側向沖擊工況下，E點受到側向力減小約650 N(3%)，E點受到的垂向力減小約1650 N(21%)。原設計和驗證1的變速箱殼體懸置安裝點處的應力如表5所示。

表5 E點變速箱殼體處的最大綜合應力MPa

通過仿真表明，原設計方案中，在部分工況下變速箱殼體所受的應力已超過材料的屈服強度。通過合理分配A點、B點、E點載荷可有效降低變速箱輔助懸置安裝點的載荷和應力，同時基于上述的分析需要設計出全新的E點輔助懸置。

1.2 試驗測試

1.2.1 試驗工況

為了進一步確定變速箱殼體E點安裝處損壞的原因。現進行實車測試，提取原設計方案在E點處變速箱殼體的載荷情況。同時，為了確認降低E點剛度是否可以降低E點處變速箱殼體的載荷。設計了表6所示的測試方案。

表6 實車載荷驗證方案 N/mm

整車測試所采用的工況如表7所示。

表7 整車路上測試工況

1.2.2 測試設備和結果

測試采用貼應變片方式，如圖4所示。并設有加速度傳感器采集車輛行駛中的加速度數據。

圖4 測試設備

對測試數據濾波[1]，提取E點輔助支撐在3個平動方向的最大力值，整理后如表8所示。E點載荷測試結果表明，降低E點懸置軟墊剛度，能降低X、Y、Z三方向的應力。

表8 實車測試載荷 N

1.3 故障分析

通過上述的仿真和測試表明：1）A點、B點、E點懸置的靜態剛度和限位設計設定不合理，動力總成在運動時E點過多地分擔動力總成的載荷。2）整車在轉彎工況下，動力總成受到較大的側向離心力作用，由于A點、B點的Y向剛度較低（約為180 N/mm），無法有效地限制動力總成的位移，導致E點所受的側向位移力較大。3）動力總成在有Roll方向的滾轉運動趨勢時，由于A點所處的位置低于動力總成的質心，A點受到較大的側向力作用。A點處的側向力導致動力總成有以B點為中心旋轉運動的趨勢，同樣導致E點所受的側向載荷和位移較大。4）E點橡膠主簧沒有限位設計。E點所受的作用力和位移直接作用于橡膠主簧，僅僅靠橡膠與金屬的硫化結構來克服作用力，導致橡膠硫化結構易于開裂。

2 新的設計方法及產品

基于上述的仿真與測試分析，在懸置的設計上提出以下兩項設計技術。

1）懸置系統載荷分配技術。為了降低E點載荷和提升整車NVH性能，精確計算在各種工況下A點、B點、E點剛度與E點載荷的關系；在綜合考慮每個懸置點預壓量、動力總成剛體模態、解耦率[3]的基礎上，找出最合適的上述3點剛度。

2）動力總成位移控制技術。為了防止E點橡膠主簧有過大的位移量，精確設計A點、B點、E點懸置總成的限位結構，并確定最合適的軟限位和硬限位拐點。在確保不影響NVH性能的基礎上準確地控制動力總成的位移。使其在所有工況下的平動位移量和轉動位移量均在預期的范圍內。

2.1 懸置系統載荷分配技術

根據A點、B點、E點剛度與E點載荷的關系，再綜合考慮A點、B點預壓量、動力總成剛體模態和解耦率的基礎上，選擇最合適的A、B、E點的剛度，確保在所有工況下E點的載荷都能盡可能小。

A點、B點、E點靜剛度的不同設置均直接影響E點的載荷。為了找到這三者剛度與E點載荷之間的變化關系，設計了如下計算工況：利用上述計算方法計算在上述工況4下，B點、E點剛度不變，A點剛度與E點載荷的變化關系如圖5所示；A點、E點剛度不變，B點剛度與E點載荷的變化關系如圖6所示；A點、B點剛度不變，E點剛度與E點載荷的變化關系如圖7所示。

圖5 A點剛度與E點載荷關系

圖6 B點剛度與E點載荷關系

圖7 E點剛度與E點載荷關系

為了確保在垂直載荷下E點的剛度降到最低，必須通過特定的結構設計使E點在靜載工況下處于不受力的狀態。同時還需要通過結構設計確保E點軟墊總成在裝配后無任何預壓變形。

Z方向主要用于承載動力總成的重力，但由于質心在B點上方，且考慮到A點的隔振性能需要，故A點的剛度沒有必要設定得太高。為了確保動力總成在垂向運動過程中姿態保持不變，A點和B點橡膠主簧的位移量需基本相等，故B點的剛度必然需要大于A點，否則動力總成的后端將有上翹或下塌的趨勢。體現到膠料使用上，B點采用的膠料邵爾硬度也要高于A點。

X方向的剛度主要用于控制動力總成的縱向位移量，并且這個縱向位移量由A點和B點的X向剛度總和控制。故只要兩者的剛度總和符合要求即可。考慮到兩點膠料的不同，在相同的主簧結構下，A點的X向剛度低于B點。

Y方向剛度設定與控制動力總成的Lateral位移、Roll方向的位移及剛體模態相關聯。動力總成在受到離心力運動的位移主要由A點和B點的Y向剛度控制，此外，由于A點的彈性中心位于動力總成的底部，在急加速或發動機制動等工況下A點懸置將受到較大側向力作用，此時動力總成有滾轉（Roll）運動趨勢同時伴隨著繞B點發生橫擺（Yaw）運動趨勢，故A點的Y向剛度不宜太低，否則將導致E點橡膠軟墊在Y向受到較大位移的拉扯，同時安裝點受到較大的反作用載荷。故需要將A點Y向剛度設定得高一些。B點的載荷主要在Z向，故基于隔振性能的考慮可以適當降低一些Y向的剛度。但B點的Y向剛度也不宜太小，若A點的Y向剛度明顯大于B點，則動力總成在受到側向力的作用下產生以A點為圓心的橫擺運動，同樣導致E點輔助支撐的Y向的位移量過大。

基于上述的分析，在這兩個方向懸置軟墊總成均需要有足夠的靜態剛度限制動力總成的位移。故設定Kz≈Kx≈Ky。

E點的剛度無需設計得太高。由于A、B兩點具有較高的剛度，動力總成在沿各個方向運動時，故主要依靠這兩點承載動力總成的載荷。E點由于剛度較低，在同樣的位移下，E點所承受的載荷較小。此外，E點輔助支撐主要用于輔助承載變速箱Z向跳動時的載荷，而其他兩個方向的載荷不需要該輔助支撐過多分擔，故把Z向的剛度設定得比其他兩個方向高些。

2.2 動力總成位移控制技術

整車在過凹坑、轉彎等工況動力總成將發生明顯的Z向、Y向位移。在急加速/減速等工況下，不僅僅有X向位移，還伴隨明顯的繞X軸的滾轉運動。這些位移量必須限定在合理的范圍內。過大的位移量一方面導致動力總成易與周邊零件發生碰撞干涉，還將導致整車在上述工況下有明顯的撞擊感，引起駕乘人員的不適，NVH性能變差。

為了避免上述各方向的位移異常，需要在芯子與底座之間設計有效的線性段特征、軟限位段特征、硬限位段特征。在常見工況下確保動力總成的位移量均在線性段內，在整車有較劇烈工況（1stWOT，顛簸等）下動力總成的運動在軟限位內，利用硬限位的作用抑制動力總成在極限工況（碰撞、劇烈顛簸等）下的過量運動。

通過提取整車在所有工況下動力總成的加速度g載荷和結合整車對于動力總成的限位要求，利用上述位移和載荷的計算方法[1-2]精確地計算剛度曲線組成部分[1-3]中每一段的長度，不僅可以有效約束動力總成的運動量，還可以提升整車的NVH性能。

表9為改進后的A點、B點、E點的位移控制量。

表9 改進后動力總成總位移控制量 mm

2.3 剛度曲線設計

對載荷分配的控制要求最終在懸置橡膠主簧的剛度曲線線性段剛度上體現出來，對位移的控制要求最終在上述剛度曲線的軟、硬限位設計上體現出來。在拐點處，橡膠剛度將發生極大的突變。為了消除原車的故障，利用參考文獻[1]的設計方法重新設計該車型的A點、B點、E點橡膠主簧的剛度曲線。故對于A+B+E布置的6點懸置而言總共有18條剛度曲線。

懸置系統剛度曲線是否合理的判斷方法為：1）對于重型卡車懸置，在靜載工況下A點和B點的Z向預壓量通常為3.5～4.5 mm，且盡量保證A點預壓量與B點相等；2）在典型工況[1]下動力總成的位移是否在軟限位段以內；3）在極限工況[1]和碰撞工況[1]下動力總成的位移是否在硬限位以內；4）在所有工況下變速箱輔助支撐（E點）的載荷是否滿足變速箱供應商的設計規范。

2.4 產品設計

基于上述的仿真、試驗、分析，新的重卡懸置軟墊總成需要具備如下特性：1）A點、B點軟墊總成需要具備較高的Y向剛度，設定Kz≈Kx≈Ky；2）A點、B點在3個主平動方向（X、Y、Z）需要有顯著的軟、硬限位設計；3）A點、B點剛度可依據需要靈活調整；4）E點輔助支撐軟墊在平動方向需要有軟限位的能力，而不能有硬限位；5）懸置軟墊總成的設計還需要具備良好的裝配工藝性等。

2.4.1 A、B點軟墊設計

圖8所示的第一代軟墊純橡膠塊結構優點為價格便宜；缺點為：可靠性差，故障率高，NVH性能差，無限位能力，總裝工藝差。

圖8 第一代軟墊

原車技術方案軟墊總成屬于當前國內重型卡車廣泛使用的圖9所示的第二代軟墊總成。第二代軟墊優點為：具備Z、X限位能力，總裝工藝優秀；缺點為：價格高，NVH性能一般，可靠性較好，制造工藝要求稍高。與圖8所示的第一代軟墊純橡膠塊結構相比，在內部結構上，由獨立兩個橡膠體組成V型主簧，增加了Z向和Y向限位特征，在這兩個方向上橡膠體受到壓、剪的共同作用，均可提供較高的剛度，同時也有良好的限位裝置。但在Y向上，動力總成Y向運動過程中，橡膠主要起到剪切作用，剛度非常低，芯子后端僅有約2 mm厚度的緩沖橡膠。當芯子越過線性段后達到軟拐點，繼續運動約1.3 mm后達到硬拐點，此時剛度瞬間突變并趨于無窮大。故Y向無法有效約束動力總成的位移，且無法起到有效的隔振、緩沖作用，不僅剛度低，同時在轉彎等工況下還有明顯的撞擊感。

圖9 第二代軟墊

針對第二代軟墊總成中Y向剛度不足的缺陷，在本次技術改進過程中創新地設計了圖10所示的改進型重卡軟墊總成結構。該結構的優點為：具備Z、X、Y全向限位能力，隔振性能優秀，NVH性能優秀，可靠性優秀，總裝工藝優秀；缺點為價格高、制造工藝復雜。通過優化底座內部形狀，使橡膠的隔振與限位功能分離。底座下側的隔振橡膠主簧設計呈“半體育場”結構，增加Y向的膠料，并精確設計限位長度。在動力總成Y向運動時，使其主要受到壓縮的作用，能明顯地提升Y向剛度。同時合理設計軟、硬限位的拐點，精確地控制動力總成的位移。

圖10 第三代軟墊

2.4.2 E點輔助支撐改進

E點輔助支撐改進前、后對比如圖11、圖12所示。改進后的輔助支撐采用襯套式結構，襯套內管通過兩個支架連接到縱梁上，襯套外管通過橫梁連接到變速箱上。襯套的外管在Z、Y方向具有360°軟限位的功能。有效地防止其橡膠主簧受到動力總成過大位移的拉扯。

圖11 輔助支撐改進前

圖12 輔助支撐改進后

2.4.3 懸置剛度設計

考慮到A點預壓量控制在3.5 mm以內，B點的預壓量控制在4.5 mm以內，最終設定A點剛度為730 N/mm，B點剛度為1300 N/mm，E點剛度為350 N/mm。

改進后動力總成在上述工況下的位移量均在預期范圍內，不僅可以有效地防止E點出現過大的位移，還可避免動力總成有明顯的撞擊感。

3 結語

E點僅僅承擔約小于20%的動力總成載荷，否則將造成變速箱殼體的損壞。因此在E點輔助支撐橡膠彈性體的剛度設計上必須確保其僅僅承擔變速箱的載荷，而不能引入發動機的載荷。原車懸置系統剛度分配不合理導致E點所承受的載荷和位移遠超預期，而E點的載荷過大導致變速箱殼體所承受的載荷已超過材料的屈服極限并損壞。在本文中，通過精確設計懸置系統的載荷和設計線性段、硬限位段長度，并最終引入全新的A點、B點懸置結構和變速箱輔助懸置結構，良好地改進了現有產品的缺陷。