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整車環(huán)境下動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)振動(dòng)特性研究

2022-02-16 09:47:12·  來源：汽車NVH云講堂  
　
摘要：基于動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的振動(dòng)處于整車環(huán)境的考慮，建立包含動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的整車虛擬樣機(jī)模型．對(duì)比六自由度和整車環(huán)境下動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的固有特性；通
摘要：基于動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的振動(dòng)處于整車環(huán)境的考慮，建立包含動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的整車虛擬樣機(jī)模型．對(duì)比六自由度和整車環(huán)境下動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的固有特性；通過整車在Ｂ級(jí)路面行駛試驗(yàn)，分析動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的振動(dòng)響應(yīng)特性；通過整車在極限工況行駛的模擬，對(duì)動(dòng)力總成的位移和懸置元件的變形進(jìn)行研究．結(jié)果表明：整車建模更好地反映實(shí)際振動(dòng)情況，可用于動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)流程中的匹配設(shè)計(jì)、振動(dòng)分析、動(dòng)載荷校核和空間位置干涉校核等環(huán)節(jié)．
關(guān)鍵詞：整車；懸置系統(tǒng)；固有特性；振動(dòng)
０　引言
動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的振動(dòng)直接影響汽車乘坐舒適性［１］．在動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的研究中，基于剛性基礎(chǔ)假設(shè)的六自由度模型建模方式被廣泛使用［２］．然而動(dòng)力總成處于整車這樣一個(gè)復(fù)雜的系統(tǒng)中，并且汽車朝著輕量化方向發(fā)展，動(dòng)力總成相對(duì)于車身的質(zhì)量比重上升，動(dòng)力總成支撐于剛性基礎(chǔ)的假設(shè)建立的六自由度模型變得不可靠［３］．因此，很多學(xué)者提出在整車中研究動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)．文［４］在簡(jiǎn)化的整車模型基礎(chǔ)上，以怠速工況汽車座椅地板處的振動(dòng)響應(yīng)最小為目標(biāo)，對(duì)懸置的位置和剛度進(jìn)行優(yōu)化；文［５］建立了１３自由度整車動(dòng)力學(xué)模型，并對(duì)六自由度和十三自由度模型的固有特性進(jìn)行比較；文［６］在建立比較完善的整車模型的基礎(chǔ)上，通過正交試驗(yàn)研究發(fā)動(dòng)機(jī)懸置參數(shù)對(duì)座椅振動(dòng)的影響，并對(duì)影響大的參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化．
然而，現(xiàn)有研究或者對(duì)整車系統(tǒng)進(jìn)行大量簡(jiǎn)化，或者沒有考慮有路面激勵(lì)情況下的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的響應(yīng)問題．同時(shí)，對(duì)懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)過程中懸置元件動(dòng)載荷的校核以及各零部件空間位置干涉情況校核鮮有研究．
本研究以某國產(chǎn)轎車三點(diǎn)式橡膠懸置為例，建立包含動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的整車動(dòng)力學(xué)仿真模型．比較了六自由度模型和整車模型中動(dòng)力總成的固有特性．通過整車在Ｂ級(jí)路面的行駛試驗(yàn)對(duì)動(dòng)力總成的振動(dòng)響應(yīng)和懸置元件的動(dòng)載荷進(jìn)行分析．同時(shí)，模擬汽車特殊工況下的行駛狀態(tài)，對(duì)動(dòng)力總成的空間位移和懸置元件的限位情況進(jìn)行研究．通過整車建模對(duì)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)展開研究，為懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)分析提供參考．
１　系統(tǒng)模型建立
１．１　動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)建模
動(dòng)力總成的固有頻率遠(yuǎn)大于懸置系統(tǒng)的頻率，因此可以將動(dòng)力總成假設(shè)為剛體，而橡膠懸置元件簡(jiǎn)化成三根互相垂直的彈簧阻尼元件，這樣動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)就簡(jiǎn)化為一個(gè)六自由度的振動(dòng)模型［７］．如圖１所示．在建模時(shí)采用圖１中所示的坐標(biāo)系．坐標(biāo)原點(diǎn)為動(dòng)力總成質(zhì)心，ｘ軸正向平行于曲軸中心線并指向發(fā)動(dòng)機(jī)前方，ｚ軸正向與發(fā)動(dòng)機(jī)缸體中心線平行指向上方，ｙ軸正向根據(jù)右手定則確定．
１．２　整車虛擬樣機(jī)建模
以某Ａ型車為例，該車型前懸架為雙橫臂獨(dú)立懸架，后懸架為斜置臂獨(dú)立懸架；轉(zhuǎn)向系統(tǒng)采用齒輪齒條式轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)；動(dòng)力總成采用三點(diǎn)支撐，三個(gè)懸置元件為橡膠懸置．汽車是一個(gè)復(fù)雜系統(tǒng)，在整車建模時(shí)可以把對(duì)本研究影響不大的部分進(jìn)行簡(jiǎn)化．本研究對(duì)于各部分子系統(tǒng)做如下假設(shè)：１）將承載式車身簡(jiǎn)化到其質(zhì)心，用一個(gè)質(zhì)量塊表示；２）懸架系統(tǒng)簡(jiǎn)化為線性剛度和阻尼；３）制動(dòng)系統(tǒng)和座椅系統(tǒng)對(duì)本研究影響較小，將其質(zhì)量慣性特性簡(jiǎn)化到車身質(zhì)量塊．動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的假設(shè)如１．１節(jié)所述．在ＡＤＡＭＳ進(jìn)行虛擬樣機(jī)建模時(shí)，橡膠懸置元件使用ＢＵＳＨＩＮＧ力元代替［８］，并按實(shí)際安裝角度將動(dòng)力總成安裝在車架上；汽車輪胎采用ＵＡ輪胎模型．在Ａｄａｍｓ／Ｖｉｅｗ中建立整車虛擬樣機(jī)模型如圖２所示．
２　動(dòng)力總成激振力分析
對(duì)于單缸發(fā)動(dòng)機(jī)，作用在汽車的激振力有往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)質(zhì)量的往復(fù)慣性力，旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量的旋轉(zhuǎn)慣性力和由曲軸旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的反向力矩．對(duì)于直列四缸發(fā)動(dòng)機(jī)，在設(shè)計(jì)時(shí)曲柄按照１８０°的曲柄夾角布置，一階往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力就互相平衡．而二階以上的往復(fù)慣性力比較小，忽略不計(jì)，剩下二階往復(fù)慣性力和曲軸上的反作用力矩．將各缸的二階往復(fù)慣性力和曲軸上的反作用力矩按照空間力系的簡(jiǎn)化原則簡(jiǎn)化到動(dòng)力總成質(zhì)心坐標(biāo)系，得到發(fā)動(dòng)機(jī)激振力的計(jì)算公式［９］：
式中：α為動(dòng)力總成布置角；ｍ為單缸活塞及往復(fù)運(yùn)動(dòng)部分質(zhì)量；ｒ?yàn)榍霃?；λ為曲柄半徑與連桿長度之比；ω為發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸轉(zhuǎn)動(dòng)角速度；Ａ為二三缸中心線到動(dòng)力總成質(zhì)心的水平距離；Ｍ０為發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩．
３　虛擬試驗(yàn)分析
３．１　懸置系統(tǒng)固有特性的分析
利用ＡＤＡＭＳ的振動(dòng)模塊分別對(duì)六自由度動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)模型和整車模型進(jìn)行模態(tài)分析，可以獲得兩種模型中動(dòng)力總成系統(tǒng)在各個(gè)振動(dòng)方向的固有頻率和能量分布，如表１所示．由表１可見，六自由度模型和整車模型中動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的固有頻率和解耦率在ｘ和ｙ方向的平動(dòng)以及三個(gè)方向的轉(zhuǎn)動(dòng)相差不大．而在動(dòng)力總成主要的振動(dòng)方向（ｚ向）固有頻率分別為８．５７和１０．６８Ｈｚ，解耦率分別為９４．４８％和６０．７％，由此可見，具有一定剛度的彈性懸架對(duì)動(dòng)力總成垂向振動(dòng)產(chǎn)生比較大的影響．在整車中動(dòng)力總成垂向振動(dòng)與車身俯仰方向存在超過１０％的耦合．在整車系統(tǒng)中得到的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的固有特性能更好地反映與其他子系統(tǒng)之間的關(guān)系．因此，對(duì)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行匹配設(shè)計(jì)時(shí)，考慮使用整車模型會(huì)更加合理．
３．２　懸置系統(tǒng)動(dòng)態(tài)響應(yīng)分析
動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的振動(dòng)響應(yīng)特性是汽車ＮＶＨ研究的重要內(nèi)容，已有研究大都只考慮在發(fā)動(dòng)機(jī)激振力作用下的情況．然而實(shí)際行車中，懸置系統(tǒng)還要受到來自路面的沖擊，并與汽車其他子系統(tǒng)的振動(dòng)互相作用，僅僅考慮發(fā)動(dòng)機(jī)激振力下的振動(dòng)響應(yīng)不能完全反映實(shí)際振動(dòng)情況．本研究在建立整車模型的基礎(chǔ)上，在國標(biāo)ＧＢ７０３１《車輛振動(dòng)輸入———路面不平度表示方法》［１０］規(guī)定的Ｂ級(jí)路面進(jìn)行仿真試驗(yàn)．汽車分別以３０ｋｍ·ｈ－１（發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為１５００ｒ· ｍｉｎ－１）、６０ｋｍ· ｈ－１（發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為２５００ｒ· ｍｉｎ－１）、１２０ｋｍ·ｈ－１（發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為３５００ｒ·ｍｉｎ－１）速度行駛，對(duì)動(dòng)力總成質(zhì)心垂向振動(dòng)加速度、垂向位移、右懸置的垂向傳遞力和垂向變形進(jìn)行測(cè)量．并將測(cè)量結(jié)果和發(fā)動(dòng)機(jī)在對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速下汽車靜止時(shí)的結(jié)果進(jìn)行比較，方便觀察路面不平度對(duì)動(dòng)力總成響應(yīng)的影響，如圖３～圖６和表２所示．左懸置和后懸置有類似的特性表現(xiàn)．

圖３～圖６為汽車在３０ｋｍ·ｈ－１（１５００ｒ·ｍｉｎ－１）時(shí)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)在主要的振動(dòng)方向———垂向的結(jié)果．
圖３表示的是總成質(zhì)心垂向振動(dòng)幅值隨頻率的變化．振動(dòng)主要由兩部分構(gòu)成，一部分是低于２０Ｈｚ的振動(dòng)，汽車靜止時(shí)該部分幾乎為０；另一部分是頻率在５０Ｈｚ左右的振動(dòng)，與發(fā)動(dòng)機(jī)１５００ｒ·ｍｉｎ－１的激振力頻率相對(duì)應(yīng)，且在汽車運(yùn)動(dòng)和靜止時(shí)完全相同．由此可見，路面激勵(lì)增加了動(dòng)力總成在２０Ｈｚ以下的低頻振動(dòng)．
從圖４～圖６可見，總成垂向位移幅值、右懸置垂向傳遞力幅值和右懸置垂向變形幅值的振動(dòng)組成基本與總成垂向加速度幅值相同，但是由路面引起的低于２０Ｈｚ的振動(dòng)成為主要的振動(dòng)部分．由此可見，在進(jìn)行動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性分析時(shí)不能忽略路面激勵(lì)的作用．在其他車速下響應(yīng)特性有相同的趨勢(shì)，各個(gè)車速下響應(yīng)參量的均方根值見表２．懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)過程中需要對(duì)懸置元件的動(dòng)載荷和動(dòng)變形進(jìn)行校核，從以上分析可知，考慮路面激勵(lì)情況的校核能更準(zhǔn)確地反映實(shí)際行車情況，更具參考價(jià)值．
３．３　懸置系統(tǒng)隔振特性分析
懸置系統(tǒng)一個(gè)主要作用是隔振，包括動(dòng)力總成振動(dòng)向車身傳遞和路面激勵(lì)引起的振動(dòng)向動(dòng)力總成傳遞兩個(gè)方向．在懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)初期，通常采用系統(tǒng)固有頻率的配置和能量解耦來評(píng)價(jià)懸置系統(tǒng)隔振的好壞和作為目標(biāo)對(duì)懸置系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)，但是懸置系統(tǒng)最終隔振性能的好壞并不完全由解耦率決定［１１］．因此，可以進(jìn)一步采用傳遞率來分析和設(shè)計(jì)懸置系統(tǒng)，直到隔振效果滿意為止．傳遞率是指主動(dòng)邊振動(dòng)大小與被動(dòng)邊振動(dòng)大小的比值．如果傳遞率越大，那么隔振器的隔振效果就越好［１２］．加速度的傳遞率用分貝形式表達(dá)為：
式中：ａａ是主動(dòng)邊振動(dòng)的加速度；ａｐ是被動(dòng)邊振動(dòng)的加速度．
通常當(dāng)傳遞率大于２０ｄＢ時(shí)，這個(gè)隔振系統(tǒng)被認(rèn)為是滿足要求的．傳遞率大于２０ｄＢ意味著加速度從主動(dòng)邊傳遞到被動(dòng)邊要衰減１０倍，即：ａａ≥ １０ａｐ．
傳遞率的計(jì)算需要懸置元件動(dòng)力總成側(cè)和車身側(cè)的加速度．六自由度模型因無法獲得車身側(cè)的加速度而無法通過傳遞率來對(duì)懸置系統(tǒng)進(jìn)行研究，而整車模型克服了這個(gè)問題．由于發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)與轉(zhuǎn)速和頻率有關(guān)，因此，傳遞率也與轉(zhuǎn)速和頻率有關(guān)，各懸置應(yīng)該在整個(gè)工作轉(zhuǎn)速范圍都達(dá)到上面提到的傳遞率標(biāo)準(zhǔn)［１２］．按照傳遞率的定義得到三個(gè)懸置元件的垂向傳遞率，如圖７所示．
圖７可見，后懸置的傳遞率比左右懸置的傳遞率要大，有更好的隔振效果．但是三個(gè)懸置元件的傳遞率均小于２０ｄＢ，沒有達(dá)到良好的隔振效果．可以進(jìn)一步通過以傳遞率為目標(biāo)對(duì)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行匹配設(shè)計(jì)，提高系統(tǒng)的隔振效果．
３．４　懸置系統(tǒng)限位特性分析
動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的另一個(gè)主要作用是支承和限位．為減少動(dòng)力總成振動(dòng)向車身的傳遞，希望懸置越軟越好．但是考慮到汽車各個(gè)零部件之間空間布置的緊湊性和有限性，必須保證動(dòng)力總成的最大位移和懸置元件的最大變形在一定的范圍之內(nèi)，避免動(dòng)力總成與汽車其他零部件發(fā)生干涉［３］．在動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)過程中，必須校核懸置元件靜、動(dòng)態(tài)變形和校核各零部件空間位置是否干涉［１３］．
動(dòng)力總成最大位移和懸置元件的最大變形通常發(fā)生在汽車行駛過程中的特殊工況中，通用汽車公司規(guī)定２８種工況下動(dòng)力總成位移及懸置變形都要控制在合理的范圍［１４］．本研究以０．８ｇ加速度直線行駛和０．４ｇ側(cè)向加速度轉(zhuǎn)彎為例，用整車模擬試驗(yàn)來獲取動(dòng)力總成的位移和懸置元件的變形．直線加速時(shí)間為５ｓ，車速從０加速到１４０ｋｍ·ｈ－１，對(duì)應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速從７５０到５５００ｒ·ｍｉｎ－１．轉(zhuǎn)彎車速為６０ｋｍ·ｈ－１，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為２５００ｒ·ｍｉｎ－１．本研究主要考察極限工況引起的動(dòng)力總成位移量和懸置元件的形變量，因此，使用ＡＤＡＭＳ自帶的ｍｄｉ＿２ｄ＿ｆｌａｔ路面．圖８～圖１１為極限加速工況結(jié)果．


轉(zhuǎn)彎工況汽車先以穩(wěn)定車速直線行駛，再左轉(zhuǎn)彎，結(jié)果取轉(zhuǎn)彎過程中的某一秒并與相應(yīng)車速勻速直線行駛時(shí)的結(jié)果相比較，如圖１２～圖１５所示．
圖１２～圖１５可見，汽車在極限加速和轉(zhuǎn)彎工況下，動(dòng)力總成的位移幅值和懸置元件的形變量與普通工況相比都發(fā)生了較大變化．在加速工況，懸置元件的變形主要是在沿汽車縱向，即汽車加速方向．而在另外兩個(gè)方向變形與汽車靜止時(shí)相比變化不明顯．從汽車轉(zhuǎn)彎工況看，懸置元件變形較大的方向是沿汽車橫向，還是在加速度方向．總體上，由于汽車轉(zhuǎn)彎的極限加速度小于汽車加速工況的加速度，在動(dòng)力總成振動(dòng)位移和懸置元件的變形上，汽車加速工況比轉(zhuǎn)彎工況大．因此校核懸置元件動(dòng)態(tài)變形和校核各零部件空間位置是否干涉時(shí)，主要考慮汽車能夠產(chǎn)生最大加速度的工況．

４　結(jié)語
１）動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)在整車模型和基于剛性基礎(chǔ)假設(shè)的六自由模型中，固有頻率和能量解耦率在主要的振動(dòng)方向（垂向）有較大差別，整車模型能夠反應(yīng)懸置系統(tǒng)與汽車其他子系統(tǒng)的關(guān)系，更具參考價(jià)值．
２）動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)由路面激勵(lì)引起的低頻振動(dòng)和發(fā)動(dòng)機(jī)激振力引起的較高頻率的振動(dòng)組成．因此在懸置系統(tǒng)動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性分析中，應(yīng)對(duì)路面激勵(lì)給以考慮．
３）動(dòng)力總成位移和懸置元件的變形通常發(fā)生在加速度最大的方向，整車建?？梢苑奖愕貙?duì)動(dòng)力總成位移和懸置元件變形進(jìn)行校核．
作者：嚴(yán)世榕，李智強(qiáng)
作者單位：（福州大學(xué)機(jī)械工程及自動(dòng)化學(xué)院，福建福州?。常担埃保保叮?
來源：福州大學(xué)學(xué)報(bào)（自然科學(xué)版）
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