扭梁液壓襯套動態特性優化研究

王巽，張紅業，楊權，何家興

廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院，廣東廣州 511434

0 引言

近年來，隨著汽車電動化進程加快，汽車的噪聲、振動、聲振粗糙度（noise、vibration、harshness，NVH）性能作為越來越重要的評價指標影響消費者的購買選擇，各個主機廠也均在該領域投入了越來越多的資源進行優化改善。

來自地面的隨機激勵通過輪胎系統的初步衰減傳遞至懸架系統，作為噪聲、振動傳遞路徑中剛性乘員艙接受振動前的最后一環，懸架系統的隔振表現關乎整車的NVH性能，而襯套作為懸架系統內控制臂與軸節、控制臂與車架及車架與車身連接的多自由度柔性體單元，需在較寬的頻率段提供有效的降噪隔振功能。扭梁縱臂前點襯套作為懸架襯套的一種，其動態特性會顯著影響整車NVH性能表現[1]。

目前，廣泛應用的傳統空實心橡膠襯套具有結構簡單、性能可靠等優點，但限于結構及材料特性，提供的最大阻尼角較小（10°左右），且基礎動剛度較大，高頻段容易產生動態硬化，不能有效兼顧各頻率段隔振降噪等要求。在空實心橡膠襯套的基礎架構上封裝液體形成液壓型橡膠襯套，可有效改善上述問題。一個典型的液壓襯套由外管、內管、橡膠主簧、封裝液體、液體流通通道、兩個儲液室及橡膠主簧內的剛性骨架組成。其中，橡膠主簧的主要作用為支撐連接系統的靜載荷，并提供一定的基礎阻尼作用；橡膠主簧內部有剛性骨架，其主要作用為在襯套受外力時保持液體流動通道的整體輪廓。骨架的結構設計對整個襯套的耐久性及剛度調校有重要影響。液體流動通道可分為慣性通道式和孔口式，慣性通道式具有較長的流動通道，橫截面一般為矩形；孔口式流動通道又分為節流孔式和液柱共振式，節流孔式通道孔徑較小，阻尼峰值較低，作用區間主要位于低頻率段，液柱共振式孔徑較大，阻尼作用頻率區間較寬。當襯套受到外部的動態載荷時，橡膠主簧產生變形，儲液室的內部液體在壓力的作用下在流動通道內來回流動，通過液體在該過程中的摩擦損失、慣性損失及局部損失來衰減振動能量[2]。

目前，業內對液壓型橡膠襯套的動特性研究有3種方法：集總參數法、試驗研究法、有限元仿真分析法。其中，集總參數法通過建立液壓型襯套較準確的參數模型，從理論概念的角度對襯套的動態性能表現進行分析，其分析難度在于集總參數模型的建立及關鍵參數的精確識別；試驗研究法是通過試驗實測的方法對液壓型襯套進行解析研究，試驗結果對參數模型的建立及設計方案的驗證有一定指導意義，但做件-測試迭代過程工序煩瑣且較為耗時，試驗過程需嚴格控制其余變量，對試驗設計要求較高；有限元仿真分析法是基于流體力學（computational fluid dynamics, CFD）和流-固耦合分析（fluid structure interaction, FSI）等方法對液體在通道內的流動過程進行模擬計算，經過標定過的有限元參數模型可以預測優化后產品的性能表現，一定程度上縮短了產品的正向開發周期。該方法中有限元模型的搭建和流-固耦合邊界的處理為首要難點[3-4]。

1 液壓型襯套的集總參數模型

以某車型扭力梁單通道液壓型襯套為例，建立集總參數模型（圖1）。

圖1 單慣性通道液壓型扭力梁襯套集總參數模型

圖1中，Br、Kr分別代表橡膠主簧的阻尼系數，N·s/m及動剛度，N/m。Ap1與Ap2分別代表兩個液室內的等效活塞面積，m2，本例中Ap1=Ap2=Ap；P1（t）與P2（t）分別代表兩液室內的壓力值，N/m2。Ki1與Ki2代表兩個液室的體積剛度，N/m5。C1和C2為兩個液室的體積柔度，代表兩個液室受到壓力下的膨脹特性。Qi（t）為液體在流通通道內的動態流量，m3/s。li為流體通道的長度值，m。Ai為流體通道的橫截面積，m2。液柱在通道內的相對位移用Xi（t）表示，m。襯套的支反力為FT（t）。Ii為流體通道內液體的慣性系數，kg/m4，其解析式為Ii=mi/Ai2=ρli/Ai，其中mi為流通通道內液柱的質量；ρ為流體通道內液體的密度。R1為流通通道內液體流動的線性阻尼系數，R2為流通通道內液體流動的非線性阻尼系數，其解析式分別為R1=ε1/Ai2、R2=ε2/Ai5，其中ε1、ε2為與流動通道內的液體流動速度正相關的阻尼系數。令KV=Ki1+Ki2，BV=B1+B2，其中，B1、B2為兩個儲液室的體積阻尼，N·s/m5。鑒于本文主要考察液壓襯套在定幅值下動剛度及阻尼角的性能表現，為降低模型復雜程度，可忽略集總參數表達式中慣性通道內流體的非線性阻尼，即R2=0。

建立單慣性通道液壓型襯套集總參數模型，得到動剛度的計算解析式為[5-6]：

阻尼角的計算解析式為：

式中，K1為儲能剛度，其表達式為：

K2為耗能剛度，其表達式為：

經數據擬合，本文中各參數的取值為Kr=2.2×105N/m，Br=220 N·s/m，AP=2.3×10-3m2，Ki1、Ki2=1.5×1010N/m5，B1、B2=1.55×105N·s/m5，Ii=2.6×106N·s2/m5，R1=9.6×106N·s/m5，將上述參數輸入模型中進行計算，解析值與振幅0.05 mm工況下襯套的實測數據對比，如圖2所示。

圖2 單通道扭力梁液壓襯套動態特性（振幅0.05 mm）

圖3 具有n個相同流體通道液壓襯套的集總參數模型

由圖2可知，動剛度、阻尼角的解析值及實測值變化趨勢與峰值頻率基本一致，在0～150 Hz頻率段的相對誤差均在可接受范圍內，證明了模型的可靠性及參數的準確性。

假設襯套兩個液室之間具有n個尺寸相同的流體通道，搭建集總參數模型，得到該型襯套的動剛度及阻尼角的解析表達式[7]。

式中，τX為無量綱的修正系數，與外部激勵振幅相關，本文中τX=0.89。

該車型在樣車驗證階段存在路噪大、方向盤振動明顯等問題，通過對噪聲、振動傳遞路徑的分析，確認扭梁液壓襯套為關鍵影響因素，經與同級別標桿車的零件性能對比確認，扭梁液壓襯套應滿足以下關鍵動態性能指標：在預載0 N、振幅0.05 mm、40 Hz測試工況下，動剛度≤1600 N/mm，阻尼角≥42°。現有液壓型襯套的兩個考核值為1810 N/mm、40°，不滿足以上要求，需進行性能優化。

2 扭梁液壓襯套動態特性正交試驗優化

2.1 正交試驗

由襯套集總參數表達式挑選出影響襯套動態性能的6項主要因素：液室的等效活塞面積（Ap）、體積剛度（KV）、流體通道長度（Ii）、流量阻尼系數（R1）、流道液體質量的慣性系數（Ii）及流道個數（n）等。本文以現有襯套結構為基準設置3個因素水平：等效活塞面積Ap∈[0.8Ap，1.2Ap]，體積剛度KV∈[0.8KV，1.2KV]，流體通道長度li∈[0.8li，1.2li]，流量阻尼系數R1∈[0.8R1，1.2R1]，流道液體質量的慣性系數Ii∈[0.8Ii，1.2Ii]，流道個數n∈[1，3]，假設這6個因素之間不存在明顯的交互影響，設計6因素3水平的正交試驗，見表1。

表1 因素水平

選擇6因素3水平正交表設計方法，設計出27組試驗，采用上文中搭建的集總參數模型計算襯套在40 Hz處的動剛度及40 Hz處的阻尼角的解析值，正交試驗方案及結果見表2。

表2 正交試驗方案及結果

參考正交試驗結果，首先根據單一指標的分析方法分別對兩組優化目標值進行極差分析，優選出二者各自的最優組合，再對兩組優選結果進行綜合分析，得到最終的因素水平優化組合。

2.2 試驗數據分析

根據表2中各組合方案的解析結果，計算得到各個因素的極差，結果見表3，表中ki代表該因素采用第i水平時試驗優化指標的平均值，極差（R）代表各因素中每一列ki的最大值與最小值的差值。根據統計學理論，極差的大小反映了該因素對目標結果的影響程度，極差值越大，表示該因素對試驗目標結果的影響越顯著。根據分析的極差結果繪制出各因素對目標結果的影響趨勢，如圖4所示。

表3 極差分析結果

圖4 各因素對40 Hz處動剛度和阻尼角的影響趨勢

對兩個優化指標分別進行極差計算發現，對于40 Hz處動剛度，影響因素的主次順序均為F＞A＞B=E＞D＞C，即流道個數＞等效活塞面積＞體積剛度=流道液體質量的慣性系數＞流量阻尼系數＞流體通道長度；對于40Hz處的阻尼角，影響因素的主次順序均為F＞B=D＞C＞A＞E，即流道個數＞體積剛度=流量阻尼系數＞流體通道長度＞等效活塞面積＞流道液體質量的慣性系數。

由圖4可知，以40 Hz處動剛度為主要優化指標時，最優的結構參數組合為A2B3C2（C3）D1E1F2；以40 Hz處阻尼角為主要優化指標時，最優的結構參數組合為A3B2C2D3E1F1。

由上述結果可知，兩個最優結構參數組合并不完全相同，下一步需對試驗的相關數據進行方差分析，以確定試驗結果存在波動的主要原因，方差分析結果見表4。

表4 方差分析結果

由表中各因素對考察指標影響的顯著性可以得出，因素A對40 Hz處動剛度有顯著性影響，故選取A2為優解；因素B對40 Hz處動剛度和阻尼角均有顯著性影響，綜合考慮F比后，選取B3為較優解；因素C對40 Hz處阻尼角有顯著性影響，選取C2為優解；因素D對40 Hz處阻尼角有顯著性影響，選取D3為優解；因素E對40 Hz處動剛度有顯著性影響，選取E1為優解；因素F對40 Hz處動剛度和阻尼角均有顯著性影響，考慮到降低動剛度對整車平順性的提升更加明顯，故選取F2為較優解。綜合以上，得出最優的結構參數組合為A2B3C2D3E1F2。

3 優化方案驗證

在現有襯套結構參數組合的基礎上對上述正交試驗所得最優結構參數組合進行樣件試制，優化前后的液體流道模型如圖5所示。

圖5 優化前后的液體流道模型

測試優化后襯套在40 Hz處動剛度及阻尼角，相關結果見表5。由表5可以看出，優化后結構40 Hz處動剛度由1810 N/mm降低至1580 N/mm；40 Hz處的阻尼角由40°提高至42°，采用優化后的襯套結構能滿足既定的動態性能目標要求。

表5 優化前后襯套的動態性能表現

優化結構參數后，將襯套搭載在實車上，測試特征路面（壞路、粗糙路）車內路噪及方向盤振動的客觀表現，測試結果與原襯套客觀數據的對比如圖6所示。由圖6可得，優化后襯套能顯著降低車內路噪及方向盤振動，證明了扭梁液壓襯套的結構優化對整車NVH性能表現有較大的正向作用。

圖6 實車搭載優化前后扭梁襯套在特征路面的客觀測試數據

4 結論

（1）以40 Hz處動剛度為指標，得出最優結構因素組合為：A2B3C2（C3）D1E1F2，各因素對40 Hz處動剛度的影響程度為：流道個數＞等效活塞面積＞體積剛度=流道液體質量的慣性系數＞流量阻尼系數＞流體通道長度；以40 Hz處的阻尼角為指標，得出最優結構因素組合為：A3B2C2D3E1F1，各因素對40 Hz處的阻尼角的影響程度為：流道個數＞體積剛度=流量阻尼系數＞流體通道長度＞等效活塞面積＞流道液體質量的慣性系數。

（2）綜合考慮各因素對兩個考核指標的影響，因降低動剛度對整車平順性的提升更加明顯，最終確定最優結構參數組合為A2B3C2D3E1F2。

（3）根據最優結構參數組合進行液壓襯套改善樣件試制并進行動態特性測試，結果表明，優化后結構40 Hz處動剛度由1810 N/mm降低至1580 N/mm；40 Hz處的阻尼角由40°提高至42°，采用優化后的襯套結構能滿足既定的動態性能目標要求。搭載實車測試特征路面客觀數據可得，優化后襯套能顯著降低車內路噪及方向盤振動，證明了扭梁液壓襯套的結構優化對整車NVH性能表現有較大的正向作用。