發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的固有特性與模態(tài)解耦分析

朱鋒

摘 要：隨著汽車隔振技術(shù)的發(fā)展，人們對汽車乘坐舒適性有了更高的要求，各個汽車生產(chǎn)商也在逐漸增加這方面的投入。科學(xué)地設(shè)計動力總成的懸置系統(tǒng)，能有效降低車身和發(fā)動機(jī)的振動，在提升整車NVH性能的同時也給車內(nèi)人員帶來更舒適的體驗。在懸置系統(tǒng)設(shè)計過程中懸置的固有特性和模態(tài)解耦是懸置系統(tǒng)設(shè)計的主要參數(shù)之一。本文對系統(tǒng)固有特性和模態(tài)解耦進(jìn)行分析，為懸置系統(tǒng)隔振設(shè)計提供參考與幫助。

關(guān)鍵詞：發(fā)動機(jī)懸置 固有特性 模態(tài)解耦

隨著現(xiàn)代社會的不斷進(jìn)步和汽車技術(shù)的不斷發(fā)展，汽車乘坐的舒適性受到了廣泛關(guān)注。汽車制造企業(yè)在生產(chǎn)設(shè)計汽車時，往往在汽車NVH方面投入了大量資金和人力，汽車發(fā)動機(jī)產(chǎn)生的噪音和振動直接影響了汽車的NVH性能[1]。提高發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)隔振性能是汽車制造相關(guān)人員的一個重要課題，而懸置系統(tǒng)的固有特性與模態(tài)解耦是影響懸置系統(tǒng)隔振性能的重要因素之一。

1 發(fā)動機(jī)懸置的作用與分類

發(fā)動機(jī)懸置就是連接發(fā)動機(jī)和汽車車身的裝置，如圖1所示。主要作用有限位功能、支承功能和降噪隔振功能。

隨著汽車工業(yè)的不斷發(fā)展，發(fā)動機(jī)懸置的種類也多了起來，主要有橡膠懸置、液壓懸置和空氣懸置。

2 懸置系統(tǒng)固有特性分析

2.1 懸置系統(tǒng)六自由度模型分析

汽車動力總成的振動是一個復(fù)雜的振動系統(tǒng)，為了更好地分析該系統(tǒng)的振動特性，我們假設(shè)汽車發(fā)動機(jī)和變速箱組成的動力總成和車身都為剛體，把橡膠懸置元件視為三向正交的彈性元件，從而建立動力總成懸置系統(tǒng)的六自由度振動方程。六自由度的分布情況如圖2所示，分別是縱向（Fore/Aft）、橫向（Lateral）、垂向（Bounce）、側(cè)傾（Roll）、俯仰（Pitch）和橫擺（Yaw）。

2.2 固有頻率的合理布置

現(xiàn)代汽車由幾萬個零件組成，零件與零件、系統(tǒng)與系統(tǒng)之間都是互相連接在一起。汽車隔振系統(tǒng)設(shè)計時需要考慮各個系統(tǒng)的模態(tài)，盡量避免出現(xiàn)系統(tǒng)間的共振現(xiàn)象，汽車動力總成系統(tǒng)的振動是汽車噪音的主要來源之一，合理布置動力總成的六個模態(tài)的固有頻率十分重要。

汽車車身剛體的六階模態(tài)的頻率在2Hz左右，汽車懸架系統(tǒng)簧下質(zhì)量的垂向跳動模態(tài)頻率為15～18Hz之間，為了避開上述兩個系統(tǒng)的固有頻率范圍，動力總成的六個模態(tài)的固有頻率應(yīng)控制在5～15Hz之間，這樣才能有效避免系統(tǒng)間發(fā)生共振現(xiàn)象[2]。

2.2.1 橫向模態(tài)固有頻率fL

對于發(fā)動機(jī)橫置的動力總成而言，橫向模態(tài)容易和動力總成的側(cè)傾模態(tài)產(chǎn)生耦合現(xiàn)象，汽車在轉(zhuǎn)彎、變道和調(diào)頭過程中動力總成在發(fā)動機(jī)曲軸方向上容易產(chǎn)生較大位移，在考慮這個模態(tài)的固有頻率分布時要避免以上兩個方向的運動干涉，因此fL的范圍一般為5～15Hz之間。

2.2.2 縱向模態(tài)固有頻率fF

動力總成的縱向模態(tài)容易和俯仰模態(tài)產(chǎn)生耦合現(xiàn)象，由于橫置發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的俯仰模態(tài)是振動的主要來源，俯仰模態(tài)的解耦率應(yīng)不低于90%。由于四沖程發(fā)動機(jī)做功時產(chǎn)生的振動較大，在汽車急加速和緊急制動時更容易產(chǎn)生噪音和振動，因此fF的范圍一般為5～15Hz之間。

2.2.3 垂向模態(tài)固有頻率fB

動力總成的垂向模態(tài)容易和側(cè)傾模態(tài)產(chǎn)生耦合現(xiàn)象，由于四沖程發(fā)動機(jī)做功過程是沿著垂向的往復(fù)運動，故垂向模態(tài)的振動也較大，垂向模態(tài)的解耦率也應(yīng)不低于90%，垂向模態(tài)固有頻率fB的范圍一般為5～17Hz之間。

2.2.4 側(cè)傾模態(tài)固有頻率fR

在怠速狀態(tài)下，由于四缸橫置發(fā)動機(jī)的振動來源大部分是來自二階扭矩，當(dāng)激勵頻率和固有頻率之比大于1.414時，懸置元件才能起到隔振作用。因此fR的范圍一般為5～18Hz之間。

2.2.5 俯仰模態(tài)固有頻率fP

汽車行駛過程中，懸架側(cè)傾模態(tài)會和動力總成俯仰模態(tài)發(fā)生耦合現(xiàn)象，俯仰模態(tài)也是產(chǎn)生振動的主要模態(tài)之一，因此fP取值范圍相比其它模態(tài)要更廣一些，一般取5～18Hz之間。

2.2.6 橫擺模態(tài)固有頻率fY

當(dāng)汽車處于急轉(zhuǎn)彎的狀態(tài)時，懸置元件會受到繞垂直方向振動的影響，但橫擺模態(tài)不是產(chǎn)生振動的主要模態(tài)，它的模態(tài)解耦率一般不低于80%，因此fY的范圍一般為5～15Hz之間。

3 懸置系統(tǒng)解耦分析

動力總成懸置系統(tǒng)解耦率的高低是整個懸置系統(tǒng)設(shè)計環(huán)節(jié)中的關(guān)鍵指標(biāo)之一，它直接關(guān)系著系統(tǒng)的隔振效果。系統(tǒng)六個自由度的振動耦合越小越好，我們希望在某一個坐標(biāo)軸方向上受到的激勵所做的功只能引起這個方向的振動，即在這個模態(tài)下解耦率達(dá)到100%，在實際設(shè)計過程中這是不可能達(dá)到的。當(dāng)系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣為非對角分布時表明系統(tǒng)存在著慣性耦合，當(dāng)系統(tǒng)的剛度矩陣為非對角分布時表明系統(tǒng)存在著彈性耦合。

3.1 系統(tǒng)耦合的特點

（1）當(dāng)系統(tǒng)有兩個或兩個以上的模態(tài)產(chǎn)生耦合時，系統(tǒng)很有可能產(chǎn)生共振，系統(tǒng)解耦時需同時考慮六個模態(tài)的解耦，不可只考慮單一模態(tài)，因為調(diào)整一個模態(tài)的解耦率會影響其它的模態(tài)解耦率。

（2）當(dāng)耦合發(fā)生時，共振現(xiàn)象也將不可避免，有些模態(tài)的耦合會增大共振的振幅，給整車的隔振降噪帶來了巨大的挑戰(zhàn)。

（3）系統(tǒng)耦合現(xiàn)象也將給懸置的位移設(shè)計帶來困難，懸置的位置布置的難度也將大增。

基于以上三點我們不難得出系統(tǒng)耦合現(xiàn)象要盡量避免，在六個自由度方向上盡可能的提高解耦率。對于橫置前輪前驅(qū)的車輛來說，垂向模態(tài)和俯仰模態(tài)解耦率需大于90%，其它模態(tài)解耦率不低于80%。因此解耦能使幾個方向的振動轉(zhuǎn)變?yōu)橐粋€方向的振動，使系統(tǒng)的六個模態(tài)相對各自獨立。

3.2 懸置系統(tǒng)怠速解耦分析

懸置系統(tǒng)第k個廣義坐標(biāo)上分配的動能為：

Tk=mk1（Ai）k（Ai）1

上式中，ωi為第i階固有頻率；Ai為系統(tǒng)第i階主陣型；（Ai）k（Ai）1為Ai的第k個元素和第l個元素；mk1為系統(tǒng)質(zhì)量矩陣第k行l(wèi)列元素。

那么第k個廣義坐標(biāo)上分配的動能所占系統(tǒng)總動能的百分比為

Tp=

根據(jù)發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)動力總成質(zhì)量、慣性參數(shù)、動力總成質(zhì)心位置等相關(guān)參數(shù)，通過MATLAB軟件計算得出了某發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)固有頻率和各模態(tài)解耦率，具體計算結(jié)果如表1所示。

從表1中我們看到了發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的頻率范圍在5.12Hz～14.86 Hz之間，符合頻率布置要求。由于此款發(fā)動機(jī)是橫置四缸發(fā)動機(jī)，頻率分布主要考慮的是垂向（Bounce）和俯仰（Pitch）模態(tài)。

3.2.1 垂向（Bounce）模態(tài)的頻率設(shè)置

通常普通人在車廂內(nèi)感知垂直方向振動的頻率為5Hz～8Hz之間，在這個振動頻率范圍內(nèi)，人體器官產(chǎn)生共振的可能性大大增加，人體最容易感到身體不適。汽車車輪及懸架系統(tǒng)簧下質(zhì)量的固有頻率范圍為11Hz～16Hz，四缸發(fā)動機(jī)二階不平衡力矩頻率一般為22～25Hz，懸置系統(tǒng)垂向頻率設(shè)置時需避開以上頻率范圍[3]。綜合以上因素，懸置系統(tǒng)垂向模態(tài)頻率應(yīng)在8～10Hz的范圍內(nèi)。從表1中可知懸置系統(tǒng)垂向模態(tài)頻率為8.79Hz，符合設(shè)計要求。

3.2.2 俯仰（Pitch）模態(tài)的頻率設(shè)置

根據(jù)系統(tǒng)多自由度隔振理論，橫置發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的俯仰模態(tài)頻率應(yīng)滿足以下公式，即

上式中，fP為俯仰模態(tài)頻率；fB為發(fā)動機(jī)激勵頻率。

發(fā)動機(jī)怠速轉(zhuǎn)速為750r/min，二階頻率為25Hz，因此俯仰模態(tài)的頻率應(yīng)小于17.68 Hz。綜合考慮垂向模態(tài)頻率范圍的影響，發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)俯仰模態(tài)的頻率應(yīng)在10～17.68Hz的范圍內(nèi)。從表1中可知發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)俯仰模態(tài)頻率為10.31Hz，符合設(shè)計要求。其它四個方向的模態(tài)頻率一般不做硬性要求，頻率范圍一般為5～15Hz。

發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的縱向（Fore/Aft）、橫向（Lateral）、垂向（Bounce）、側(cè)傾（Roll）、俯仰（Pitch）和橫擺（Yaw）模態(tài)在發(fā)動機(jī)怠速狀況下的解耦率分別是97.66%、98.46%、98.73%、83.89%、97.31%和81.18%，解耦率最高的是垂向模態(tài)，解耦率達(dá)到了98.73%，表明垂向模態(tài)在頻率為8.79Hz時的能量占整個系統(tǒng)總能量的98.73%，8.79Hz成為了垂向模態(tài)的主導(dǎo)頻率。在該頻率下其它五個模態(tài)的能量只占整個系統(tǒng)能量的1.27%很小，其中縱向模態(tài)的能量為0。橫置發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的另一個重要的模態(tài)——俯仰模態(tài)解耦率高達(dá)97.31%，表明俯仰模態(tài)在頻率為10.31Hz時與其它五個模態(tài)幾乎完全解耦。由于四沖程發(fā)動機(jī)中額活塞總是被可燃混合氣爆炸后推動，從而帶動發(fā)動機(jī)曲軸旋轉(zhuǎn)，因此橫置發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的俯仰模態(tài)和垂向模態(tài)的激勵容易被激發(fā)，這兩個模態(tài)的解耦率都需要不低于90%，故上述設(shè)計符合相關(guān)要求。

4 結(jié)束語

隨著發(fā)動機(jī)馬力的日益增加，發(fā)動機(jī)產(chǎn)生的振動也隨之增大，這些振動一方面通過懸置和車架傳遞到車廂內(nèi)的駕駛員和乘客，車廂內(nèi)振動會使人員感到煩躁，乘坐舒適度大大降低，從而影響汽車銷量[4]。懸置系統(tǒng)的模態(tài)解耦率是否達(dá)標(biāo)是懸置系統(tǒng)隔振性能的關(guān)鍵指標(biāo)之一，系統(tǒng)固有頻率的合理布置能確保各個系統(tǒng)之間不發(fā)生共振現(xiàn)象，大大降低車身以及座椅的抖動，從而提升車內(nèi)人員的舒適度和滿意度。

參考文獻(xiàn)：

[1]張金迎.汽車噪聲來源及控制方法探析[J].機(jī)械與電子，2016，07：105—108.

[2]王浩.動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計開發(fā)介紹[J].內(nèi)燃機(jī)與配件，2022，08：63—65.

[3]喻凡，林逸.汽車系統(tǒng)動力學(xué)[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2005：168-171.

[4]韋齊峰.動力總成的慣性參數(shù)新型測試系統(tǒng)研發(fā)與懸置系統(tǒng)隔振優(yōu)化研究[D].廣西大學(xué)，2015.