韓全友，廖 武，李玉發(fā)，趙吉?jiǎng)?，彭宜?/p>

（安徽江淮汽車股份有限公司技術(shù)中心，合肥 236001）

為響應(yīng)低碳低排放的要求，小排量發(fā)動(dòng)機(jī)近年來得到廣泛應(yīng)用，其中選擇三缸小排量發(fā)動(dòng)機(jī)是當(dāng)前汽車行業(yè)的一個(gè)趨勢(shì)。發(fā)動(dòng)機(jī)是汽車上的一個(gè)主要振源，其振動(dòng)由發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)懸置系統(tǒng)傳遞到車架或車身上，尤其是三缸發(fā)動(dòng)機(jī)，因?yàn)槠渥陨淼膽T性力不平衡，給懸置的設(shè)計(jì)帶來了更大的困難。因此，發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)參數(shù)的設(shè)計(jì)，對(duì)于汽車整車的減振降噪來說非常重要。對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)，一方面為了限制發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)動(dòng)，要求懸置系統(tǒng)具有較高的剛度；另一方面為了使發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生的振動(dòng)盡可能小地傳遞到車身，希望懸置要足夠軟。所以，在懸置系統(tǒng)參數(shù)設(shè)計(jì)時(shí)，要兼顧這兩個(gè)方面達(dá)到一致的最優(yōu)解[1]。

1 優(yōu)化方法

1.1 理論基礎(chǔ)

鑒于內(nèi)燃機(jī)動(dòng)力總成所受激勵(lì)及其作用方向的上述特點(diǎn)[2]，最大限度地解除動(dòng)力總成一懸置系統(tǒng)的多自由度振動(dòng)耦合，是使其具有良好隔振性能的基本方法，尤其是解除其懸置系統(tǒng)的側(cè)傾自由度、垂向自由度與其他自由度之間的彈性耦合，是懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)的關(guān)鍵。

對(duì)于一個(gè)多缸的發(fā)動(dòng)機(jī)，發(fā)動(dòng)機(jī)不平衡的擾動(dòng)取決于氣缸的數(shù)目和布置形式。從表1可以看出，汽車上常用的幾種發(fā)動(dòng)機(jī)中，三缸和四缸機(jī)沒有得到完全平衡。因此，對(duì)于使用這兩種機(jī)型的汽車，必須特別重視懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)。

表1 四沖程往復(fù)式內(nèi)燃機(jī)固有平衡特性表

對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，可以從不同角度提出目標(biāo)函數(shù)和約束條件來建立不同的數(shù)學(xué)模型。常見的目標(biāo)函數(shù)有：發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)六自由度解耦和部分解耦；系統(tǒng)固有頻率的合理配置；系統(tǒng)的振動(dòng)力傳遞率或支承處動(dòng)反力最小[3-5]。

根據(jù)振動(dòng)理論，懸置系統(tǒng)的隔振設(shè)計(jì)主要從系統(tǒng)的固有頻率考慮，當(dāng)系統(tǒng)的固有頻率和相應(yīng)的擾動(dòng)頻率相同時(shí)，振動(dòng)系統(tǒng)將發(fā)生共振，相應(yīng)幅值大大增加。對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)而言，低頻范圍內(nèi)，其主要擾動(dòng)力為繞曲軸方向的轉(zhuǎn)矩。當(dāng)此擾動(dòng)頻率和繞曲軸旋轉(zhuǎn)方向RY的固有頻率重合時(shí)，系統(tǒng)發(fā)生共振。通常使RY方向的固有頻率小于發(fā)動(dòng)機(jī)正常工作時(shí)擾動(dòng)頻率的0.707倍。同時(shí)，從整車各子系統(tǒng)的動(dòng)力特性合理分配考慮，懸置系統(tǒng)的固有頻率還應(yīng)避開其它子系統(tǒng)相應(yīng)的振動(dòng)頻率，如懸架、車身及車輪的振動(dòng)頻率，以防由此引起發(fā)動(dòng)機(jī)和其它子系統(tǒng)間的共振。此外，還要使懸置系統(tǒng)主要方向的振動(dòng)得到解耦，至少也應(yīng)該使它們的耦合程度得到降低。所以，無論從發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)，還是汽車其它子系統(tǒng)的動(dòng)力特性合理分配考慮，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)都必須從解耦和固有頻率的合理設(shè)計(jì)入手[6-9]。

1.2 建立目標(biāo)函數(shù)

根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)的要求，將固有頻率、解耦性用數(shù)學(xué)模型表示。通常對(duì)Z方向及RY方向的固有頻率和解耦性有較高要求，而其它振型的固有頻率只要控制在一定的范圍內(nèi)即可，于是建立如下目標(biāo)函數(shù)：

式中：x為設(shè)計(jì)變量；f0（z）、f0（RY）為設(shè)計(jì)要求的固有頻率值；f（z）、f（RY）為懸置系統(tǒng)的實(shí)際頻率值；dig為解耦性（100%，完全解耦）；W1、W2、W3、W4為加權(quán)系數(shù)。

1.3 能量解耦法

對(duì)動(dòng)力總成懸置進(jìn)行優(yōu)化，常采用能量法進(jìn)行解耦設(shè)計(jì)。能量分布矩陣是動(dòng)力總成在做各階主振動(dòng)時(shí)的能量分布，寫成矩陣形式，記作KE[10-11]。當(dāng)動(dòng)力總成以第k階固有頻率振動(dòng)時(shí)，第i個(gè)廣義坐標(biāo)分配到的能量（KEi）k為

式中：mij為動(dòng)力總成質(zhì)量矩陣中位于第i行、第j列的元素；（φk）i、（φk）j為第 k 階振型中第 i、j個(gè)元素；ωk為第k 階振動(dòng)的固有頻率(i，j，k=1，2，……，6)。由此可得,以第k階固有頻率振動(dòng)時(shí)，第i個(gè)廣義坐標(biāo)所分配到的能量在總能量中的百分比：

式中：（KE）k為懸置系統(tǒng)的總能量；digik表示懸置系統(tǒng)在i方向的解耦程度，digik越大，解耦程度越高。

2 參數(shù)及設(shè)計(jì)變量?jī)?yōu)化

該車型采用橫置直列三缸汽油發(fā)動(dòng)機(jī)，三點(diǎn)橡膠懸置，其中后懸置為抗扭拉桿式，系統(tǒng)布置如圖1所示；動(dòng)力總成轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和慣性積見表2；懸置的位置和剛度參數(shù)見表3。

表2 動(dòng)力總成參數(shù)

表3 優(yōu)化前位置及剛度

由振動(dòng)理論可知，剛度矩陣與以下因素有關(guān)：動(dòng)力總成懸置的個(gè)數(shù)、各懸置的安裝位置、各懸置的彈性主軸與廣義坐標(biāo)系之間的角度、各懸置在彈性主軸方向的剛度。其中調(diào)整懸置的位置對(duì)剛度矩陣及系統(tǒng)的解耦率影響最大，收效也最明顯，但考慮到該車型發(fā)動(dòng)機(jī)艙及底盤的方案均已凍結(jié)，調(diào)整懸置位置將引起較大的設(shè)計(jì)變更，成本太高，故決定選擇懸置剛度為設(shè)計(jì)變量。

由前面分析可知，當(dāng)動(dòng)力總成繞曲軸的固有頻率小于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)頻率的0.707倍時(shí)，才能達(dá)到隔振效果。本例中三缸發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速轉(zhuǎn)速為850 r/min，由式（4）得發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)頻率為21.25 Hz。因此，繞曲軸方向（RY）的固有頻率必須小于15 Hz。

式中：n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速；i為發(fā)動(dòng)機(jī)缸數(shù)；τ為發(fā)動(dòng)機(jī)沖程。

由式（2）、式（3）可得優(yōu)化前動(dòng)力總成系統(tǒng)各階模態(tài)和能量分布情況，見表4。可見，X方向和RY方向固有頻率過于接近，且繞Z軸旋轉(zhuǎn)的固有頻率RZ=21.7與發(fā)動(dòng)機(jī)怠速的激振頻率也過于接近，振動(dòng)存在耦合，六自由度解耦程度不夠，是導(dǎo)致整車振動(dòng)的主要原因。

表4 優(yōu)化前能量分布

結(jié)合原懸置系統(tǒng)懸置參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化計(jì)算，計(jì)算中取加權(quán)系數(shù)：W1=3，W2=3，W3=2，W4=2。優(yōu)化計(jì)算后懸置剛度及動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的固有特性見表5、表6。從表5看出，優(yōu)化后的右懸置的剛度比之前變化不大，左懸置的X方向剛度值降低較大。表6表明，動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)RZ方向的固有頻率由原來的21.7變?yōu)?8.2，與激振頻率錯(cuò)開；X方向和RY方向的固有頻率也間隔了1 Hz；各方向解耦率都在80%以上，滿足解耦要求。

表5 優(yōu)化后剛度

表6 優(yōu)化后能量分布

為了驗(yàn)證懸置優(yōu)化后的隔振效果，對(duì)原車懸置系統(tǒng)優(yōu)化前后進(jìn)行了整車振動(dòng)試驗(yàn)。通過試驗(yàn)得到，各測(cè)試點(diǎn)的振動(dòng)傳遞率柱狀對(duì)比圖、車廂地板及方向盤的振動(dòng)加速度有效均方根（RMS）值如圖2、圖3所示。從車廂地板振動(dòng)能量的測(cè)試數(shù)據(jù)來看，懸置優(yōu)化后，整車怠速的振動(dòng)狀況得到了較好的改善，振動(dòng)加速度RMS值在汽車低速及中速行駛時(shí)，均低于改進(jìn)前。

3 結(jié)束語(yǔ)

發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)是一個(gè)比較復(fù)雜的問題，涉及的因素較多，其設(shè)計(jì)的優(yōu)劣對(duì)整車的振動(dòng)特性會(huì)產(chǎn)生重要的影響。理想的發(fā)動(dòng)機(jī)懸置應(yīng)能隔離發(fā)動(dòng)機(jī)在轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)引起的擾動(dòng)，并能防止路面激勵(lì)引起的振動(dòng)。本文對(duì)該車懸置系統(tǒng)剛度參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化計(jì)算及改進(jìn)設(shè)計(jì)，并通過整車振動(dòng)試驗(yàn)證實(shí)了理論計(jì)算的正確性，用最少的變動(dòng)、最低的成本使該匹配三缸發(fā)動(dòng)機(jī)的車型的振動(dòng)情況得到了改善。

[1]龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動(dòng)—理論與應(yīng)用[M].北京：北京理工大學(xué)出版社，2006.

[2]周龍保.內(nèi)燃機(jī)學(xué)[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社，1999.

[3]呂振華，范讓林.動(dòng)力總成－懸置系統(tǒng)振動(dòng)解耦設(shè)計(jì)方法[J].機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2005，41（4）

[4]黃信，柏世川，章竹一.汽車發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)[J].合肥工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào)：自然科學(xué)版，2009，（S1）

[5]徐石安.汽車發(fā)動(dòng)機(jī)彈性支承隔振的解耦方法[J].汽車工程，1995，（4）：198-204.

[6]侯勇，趙濤.動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)解耦設(shè)計(jì)[J].汽車工程，2007，12.

[7]周志革，武一民，崔根群，等.發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].機(jī)械設(shè)計(jì)，2003，20（3）：53-55.

[8]范讓林，呂振華.剛體－彈性支承系統(tǒng)振動(dòng)解耦評(píng)價(jià)方法分析[J].工程力學(xué)，2006，23（7）

[9]Seonho Cho.Configuration and Sizing Design Optimization of Power train Mounting Systems[J].Intenrational Jounral of Vehicle Design，2000，24（1）

[10]王天利，孫營(yíng)，田永義.基于能量法解耦的汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2006，（7）：31-33.

[11]周密，侯之超.基于遺傳算法的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].汽車技術(shù)，2006，（9）：13-16.