輕型商用車動力總成懸置系統隔振優化研究

王東亮，杜 遙，孫玉華，葉 磊，陳永哲

（1.蘭州工業學院 汽車工程學院，蘭州 730050；2.西南大學 工程技術學院，重慶400715； 3.東風汽車廠 特種裝備事業部，湖北 十堰 442000）

隨著現代社會城市化水平的不斷提高，輕型商用車在短途物流運輸、市區物資配送等領域日益發揮重要的作用。近年來，針對強勁的市場需求，主機廠加大了此類車型的開發力度，同時為了應對日趨激烈的市場競爭形勢，需要推動產品質量的持續提升[1]。汽車NVH（Noise、Vibration、Harshness）性能作為衡量汽車品質的重要指標之一，是汽車設計開發中必不可少的研究內容，在此類輕型商用車領域也受到了普遍關注[2－3]。

本文結合某輕型商用車在設計開發階段的實際需求，開展動力總成隔振設計及優化研究。首先以隔振系統優化設計理論作為研究的基礎，采用動力學分析軟件ADAMS（Automatic Dynamic Analysis of Mechanical Systems），建立汽車動力總成懸置系統的仿真分析模型。然后通過六自由度系統隔振計算，分析和掌握懸置系統的固有特性。在此基礎上以提高系統解耦度和合理配置固有頻率作為優化目標，進行隔振優化設計和分析。結果表明，優化后的系統解耦度顯著提高，各懸置點的振動響應幅值明顯下降，懸置系統的隔振性能得到有效提升。

1 懸置系統力學模型

在工程應用中，為了確保汽車動力總成安裝后具備較好的穩定性，懸置系統所包含的懸置數目一般不少于3 個[4]。考慮到動力總成的質量和剛度遠大于懸置自身的質量和剛度，而且前者的固有頻率通常高于激振頻率，故而在簡化的力學模型中將動力總成視為剛體[5]。同時假設懸置系統的安裝基礎即汽車車架為剛性結構，在力學模型中可不考慮其對系統振動性能的影響[3－6]。

懸置系統的力學簡化模型如圖1所示。在模型中，O′-x′y′z′為系統平動坐標系，其原點O′固聯在系統的質心位置；O-xyz為系統靜止坐標系，當系統處于平衡狀態時，兩個坐標系相互重合。因此，可以把整個系統的運動分解為隨質心的平動(x′、y′、z′)和繞質心的轉動α、β、γ。

圖1 動力總成隔振系統模型

則系統自由振動的微分方程可表示為：

式(1)中：[M]為質量矩陣，[C]為阻尼矩陣，[K]為剛度矩陣。考慮到懸置隔振軟墊的阻尼通常很小，在仿真計算中可忽略，因而式(1)又可表示為：

通過獲取動力總成的各項特性參數，如發動機質量、質心位置、轉動慣量、懸置安裝位置以及各向剛度等，則可求得矩陣[M]、[K]的表達式。然后，采用求取特征值的算法，則可得到系統各階固有頻率和相應的振型。

2 動力總成懸置系統固有特性分析

根據輕型商用車動力總成懸置系統所采取縱向布置的結構特征，獲取懸置系統的安裝位置和特性參數，運用ADAMS軟件，建立該動力總成懸置系統的仿真分析模型。通過仿真模擬計算，掌握隔振系統的初始固有特性，為進行必要的系統隔振優化和改進提供依據。

2.1 懸置系統空間結構布置特征

輕型商用車的總布置多采用縱置式結構形式，動力總成位于駕駛室下方的車架縱梁內側，其重心與車架中心線相重合，以發動機前置后輪驅動的模式進行總布置設計。圖2所示為某輕型商用車動力總成布置位置示意圖。

圖2 某輕型商用車動力總成布置位置示意圖

此類動力總成的懸置系統多采用三點式或四點式結構形式。前懸置（發動機懸置）位于車架腹面內側，斜置式居多；后懸置（發動機或變速器懸置）位于變速器兩側或變速器殼體上方，以吊掛的形式居多。圖3所示為本文所討論懸置系統的布置示意圖。

圖3 懸置系統布置示意圖

該車型所采用的懸置軟墊均為橡膠減振軟墊，如圖4所示。其中，前懸置以30°夾角傾斜形式布置，采用帶限位結構的方形軟墊，穩定性較好；后懸置以吊掛狀態進行布置，采用柱狀軟墊，可允許系統在縱向有一定的位移量，具有結構簡單和安裝方便的特點。

圖4 懸置軟墊示意圖

2.2 懸置系統固有特性分析

將動力總成的CATIA 模型導入ADAMS，按照懸置系統的實際布置情況，設置各懸置點特性參數。在ADAMS中采用Vibration模塊，以襯套Bushing來模擬懸置軟墊[7－8]，在ADAMS 軟件中建立懸置系統仿真計算模型，如圖5所示。

圖5 懸置系統仿真計算模型示意圖

仿真計算模型中的坐標系以系統質心O為原點，車輛前進方向為X向，前進方向的左側為Y向，豎直向上為Z向。表1所示為懸置系統原狀態下的各向剛度值。

表1 懸置各向剛度/（N·mm-1）

模型中各項參數設置完成后，進行自由振動計算，可得到懸置系統原狀態下的固有頻率和振動能量矩陣，如表2所示。

表2 原狀態下系統固有頻率與振動能量矩陣

該車型所配置的直列4缸柴油機最低運行轉速為750 r/min，對應的2 階激勵主頻率是25 Hz，按照系統固有頻率應小于1/ 2 倍激勵頻率的一般隔振要求，該懸置系統的頻率大小滿足基本隔振要求。

但是，在y向和z向、x向與γ向的頻率分布存在重疊趨勢，這也進一步導致系統在y-α-γ方向產生較為明顯的耦合現象，會惡化系統隔振性能。

3 懸置系統對隔振性能影響規律研究

下文將在掌握懸置剛度和懸置位置對系統隔振性能影響規律的基礎上，以合理配置固有頻率和提高振動解耦度為優化目標，對懸置系統進行優化設計，以獲得最佳的隔振效果。

3.1 懸置剛度對隔振系統影響規律分析

懸置剛度對系統隔振性能起到十分重要的作用，是優化設計的最關鍵參數。此動力總成懸置采用的是方形塊狀橡膠懸置軟墊，在此類懸置剛度的優化中，三向剛度需要遵循一定的比值。

結合該懸置的材料特性、結構特征和加工條件可知，其三向剛度需要保持X/Y=0.3～1.0、Z/X=4.5～9.0、Z/Y=1.0～4.5 的基本比例關系。為了分析研究懸置剛度對隔振性能的影響規律，在遵循基本比例關系的前提下，結合供應商提出的生產工藝要求，最終選取了如表3所示的5組剛度值。

表3 懸置剛度優化/（N·mm-1）

分別采用所選取的5 組剛度進行計算，獲得如圖6所示的振動解耦度大小對比圖。由圖可知：采用第4組和第5組剛度時，6個方向的解耦度均相對較高。

圖6 懸置剛度對系統解耦度的影響規律

為了考察采用該剛度后懸置系統固有頻率的變化情況，表4給出了采用第5組剛度時的固有頻率與振動能量矩陣。由表可見，y-α-γ方向的解耦度大幅提升。但是y向與z向、x向與γ向的頻率分布依然間隔太小，存在重疊的趨勢。

表4 第5組剛度對應固有頻率與振動能量矩陣

3.2 懸置位置對隔振性能影響規律分析

懸置位置對系統隔振性能也有很大的影響，是設計中需要慎重考慮的變量。在整車開發中，當車架和動力總成的相對位置確定之后，懸置系統的安裝布置的邊界也將被確定。然后，需要在該邊界內依據隔振要求和其他實際情況，進行懸置安裝點的綜合設計。

該車型懸置系統原狀態下動力總成側的安裝點如圖7所示。為了考察該安裝位置對系統隔振性能的影響規律，需要在允許的布置邊界范圍內，對安裝點位置進行調整。

圖7 原狀態下懸置安裝點

對于發動機而言，原狀態的位置在X方向已經無法向前移動，在Y方向調整的難度很大，因此，在下文的研究中對前懸置采取X方向的向后移動和Z方向的上下移動。對于變速器懸置而言，原狀態的位置在X方向已經無法向后移動，同樣在Y方向調整的難度很大，因此在下文的研究中對后懸置采取X方向的向前移動和Z方向的上下移動。

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首先，根據各懸置在各方向上的可移動范圍，初步改變位置尺寸，并進行若干組試算。然后，以改善解耦度并在工程上可行作為標準，選定最終的調整參數。最后，得到X向懸置位置的空間可調范圍相對較大，在研究中調整參數選取為100 mm；Z向懸置位置的空間可調范圍相對較小，在研究中調整參數選取為50 mm，如表5所示。

表5 懸置位置調整

下面分別針對前懸置和后懸置的單一方向進行對比分析，首先需要在ADAMS 仿真模型中重新設置懸置位置，然后進行計算，結果如圖8至圖9所示。

對圖8、圖9進行分析，可得到若干基本規律：

圖8 左/右懸置位置對系統解耦度的影響規律

圖9 后懸置位置對系統解耦度的影響規律

（1）左右懸置位置對系統解耦度影響規律

①左右懸置位置在Z方向降低時，除β方向解耦度小幅下降外，其他方向的解耦度均有所提高，特別是α方向的效果較為顯著。

②左右懸置位置在Z方向升高時，除α方向的解耦度略有下降外，其他方向的解耦度均有所提高，特別是γ方向的效果較為顯著。

③左右懸置位置在X方向后移時，除了β方向出現小幅下降外，其他方向的解耦度均有所提高，特別是y方向和γ方向的解耦度得到顯著提高。

（2）后懸置位置對系統解耦度影響規律

①后懸置位置在Z方向降低或升高時，對各向解耦度的影響較為有限，且在局部方向的解耦度下降。

②后懸置位置在X方向前移時，各向解耦度均有所提高，特別是α方向和γ方向的效果較明顯。

4 懸置系統隔振優化設計

在懸置系統隔振優化設計中，應均衡協調隔振系統固有頻率的分布情況和各向解耦度的改善情況兩方面的性能，嘗試將懸置剛度和懸置位置的影響規律綜合起來進行考量，將懸置剛度和懸置位置同時朝有利方向進行適度調整。

圖10所示為采用前文所述的第5組剛度和左右懸置位置后移100 mm后，懸置系統各向解耦度的對比結果。表6所示為相對應的系統固有頻率與振動能量矩陣。

表6 優化后固有頻率與振動能量矩陣

圖10 優化后懸置系統解耦度

由計算結果可知，優化后系統y-α-γ方向的解耦度顯著提高，除β方向解耦度略有下降外，其他方向仍然保持了較好的解耦度。總體而言，此時很好改善了原狀態下存在的耦合現象。同時，原狀態下y-z方向、x-γ方向的頻率重疊現象已經消失，頻率間隔有明顯改善，優化對系統隔振能力的提升具有積極作用。

對于優化后的懸置系統，在動力總成質心位置施加激勵，進一步考察各懸置點處的振動響應特性曲線。圖11至圖13所示分別為左懸置、右懸置、后懸置處響應力幅頻特性曲線。

圖11 左懸置響應力幅頻特性曲線

圖12 右懸置響應力幅頻特性曲線

圖13 后懸置響應力幅頻特性曲線

由曲線變化規律可知，優化后系統的振動響應幅值整體減小。特別是左懸置和后懸置在7.8 Hz附近的峰值響應大幅下降，系統的隔振性能得到顯著提高。

5 結語

（1）結合輕型商用車動力總成懸置系統特征，通過建立ADAMS 仿真計算模型，揭示懸置系統的固有特性，并且獲知系統y向和z向、x向與γ向的頻率間隔太小存在重疊趨勢，在y-α-γ方向具有較為明顯的耦合振動。

（2）為了優化和改善系統隔振性能，針對原狀態下的懸置系統，研究了懸置剛度和懸置位置對系統隔振特性的影響規律。結果表明：左右懸置的側向剛度對y-α-γ方向的耦合影響較大；在一定范圍內，前后懸置位置的靠攏可以顯著提高系統的解耦度。

（3）依據懸置剛度和懸置位置對系統隔振特性的影響規律，結合車型開發的現實條件，對懸置剛度和懸置位置進行了優化分析。優化后系統y-α-γ方向解耦度顯著提高，并且y-z方向、x-γ方向的頻率間隔增大，很好改善了原狀態下存在的耦合現象。

（4）最后，通過計算懸置系統的振動響應特性曲線可知，優化后各懸置點的振動響應幅值總體下降，系統的隔振性能顯著提高。該方法可為輕型商用車懸置系統的設計開發提供現實參考。