張怡+饒建強(qiáng)+陳吉清

摘 要：針對(duì)某皮卡車行駛過(guò)程中振動(dòng)噪聲過(guò)大的問(wèn)題，基于懸置系統(tǒng)隔振理論，建立了動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真分析模型，對(duì)該車型動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的模態(tài)、剛度、阻尼等影響懸置系統(tǒng)隔振效果的關(guān)鍵參數(shù)進(jìn)行分析，在此基礎(chǔ)上將懸置塊剛度作為設(shè)計(jì)變量進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。通過(guò)試驗(yàn)測(cè)試，對(duì)比優(yōu)化前后動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的隔振率和駕駛室噪聲。結(jié)果表明，改進(jìn)后懸置系統(tǒng)隔振率有了明顯上升，車內(nèi)噪聲值有所降低，整車的噪聲、振動(dòng)與聲振粗糙度（Noise，Vibration，Harshness，NVH）品質(zhì)得到提高。

關(guān)鍵詞：汽車動(dòng)力總成；隔振；懸置系統(tǒng)；優(yōu)化

中圖分類號(hào)： U461.4文獻(xiàn)標(biāo)文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A文獻(xiàn)標(biāo)DOI：10.3969/j.issn.2095-1469.2016.03.05

Abstract：To solve the problem of excessive vibration/noise during the driving of a pickup， a dynamic simulation analysis model was established based on the vibration isolation theory for suspension systems. The key vibration parameters such as modal parameters， stiffness and damping of the mounting system were analyzed， and the optimization result was obtained by setting the mounting block stiffness as design variable. The vibration isolation ratio of the powertrain mounting system and cab noise were measured and compared before and after optimization. The results show that after the design modification， the vibration isolation ratio increases significantly， the cab noise is lower， and the NVH quality is improved.

Keywords：automobile power assembly； vibration isolation； mounting system； optimization

汽車在行駛過(guò)程中產(chǎn)生噪聲與振動(dòng)，直接影響操控性和人體乘坐的舒適性。分析其來(lái)源主要有兩個(gè)方面：一是由于路面凹凸不平產(chǎn)生的激勵(lì)通過(guò)懸架系統(tǒng)作用于車身，二是自身發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，由于運(yùn)動(dòng)件的循環(huán)往復(fù)慣性力產(chǎn)生的周期性激勵(lì)，一旦該激勵(lì)與系統(tǒng)某一固有頻率一致則會(huì)產(chǎn)生共振，使整車振動(dòng)加劇，產(chǎn)生極大的噪聲。近年來(lái)隨著路面質(zhì)量的改善和汽車懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)水平的提高，前者對(duì)整車NVH性能的影響越來(lái)越小，因此發(fā)動(dòng)機(jī)自身的激勵(lì)在導(dǎo)致汽車振動(dòng)中所起的作用則更加凸顯。要想使整車具備良好的乘坐舒適性，必須有效控制發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)的傳遞[1]。發(fā)動(dòng)機(jī)及路面激勵(lì)通過(guò)懸置系統(tǒng)傳遞到車身，因此懸置系統(tǒng)隔振性能的優(yōu)劣直接影響整車的振動(dòng)水平和人體舒適性。在理論研究方面，Suresh等基于一個(gè)六自由度的懸置系統(tǒng)模型，通過(guò)合理選擇設(shè)計(jì)變量及優(yōu)化條件，對(duì)懸置系統(tǒng)開展了優(yōu)化設(shè)計(jì)的工作[2]。Cho通過(guò)建立車體彈性有限元模型，用能量解耦法對(duì)懸置系統(tǒng)進(jìn)行了解耦優(yōu)化設(shè)計(jì)，達(dá)到駕駛室內(nèi)結(jié)構(gòu)件振動(dòng)加速度幅度降低的效果[3]。Johson等采用數(shù)學(xué)模型的方式，以固有頻率及振動(dòng)解耦為目標(biāo)函數(shù)，對(duì)懸置系統(tǒng)進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)，提高了系統(tǒng)整體的隔振效果[4]。本研究針對(duì)某企業(yè)生產(chǎn)的一款皮卡車行駛過(guò)程中振動(dòng)噪聲過(guò)大的問(wèn)題，利用ADAMS建立了該車型發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)仿真分析模型，根據(jù)系統(tǒng)懸置隔振理論對(duì)該動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的隔振特性進(jìn)行分析，在此基礎(chǔ)上進(jìn)行優(yōu)化方案的設(shè)計(jì)，并通過(guò)駕駛室振動(dòng)試驗(yàn)對(duì)優(yōu)化前后的振動(dòng)和噪聲進(jìn)行對(duì)比。結(jié)果表明，改進(jìn)后的懸置系統(tǒng)隔振率有了明顯上升，車內(nèi)噪聲值有所降低，整車NVH品質(zhì)得到提高。

1 動(dòng)力總成懸置隔振理論

設(shè)計(jì)優(yōu)良的發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)除了具備支撐、限位的作用，更應(yīng)起到較好的隔離振動(dòng)能量傳遞的效果，以降低動(dòng)力總成產(chǎn)生的振動(dòng)向車身結(jié)構(gòu)部分的傳遞，并衰減由于路面激勵(lì)所引起的動(dòng)力總成振動(dòng)的疊加作用。

固定在基座上的發(fā)動(dòng)機(jī)豎直方向的激振力用公式表示為，并以等價(jià)，則系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)微分方程為[5-6]：

傳遞率TR表示為傳遞力FT與激振力Feq的幅值之比，由式（4）可得：

式中：k為彈簧剛度，N/m ；c為粘性阻尼系數(shù)N·s/m；ω為激振頻率，rad/s；ωn為系統(tǒng)固有頻率，rad/s；m為集中質(zhì)量，kg；為阻尼比。取λ為激振頻率與系統(tǒng)固有頻率之比，即，則可知[7]：當(dāng)時(shí)為共振區(qū)，小阻尼即能產(chǎn)生大振幅，破壞性極大；當(dāng)時(shí)為隔振區(qū)，應(yīng)使系統(tǒng)激振頻率和固有頻率相分隔，是盡力避免的區(qū)域；當(dāng)λ<0.75及時(shí)為系統(tǒng)正常工作區(qū)，隔振效果較好。因此，要較好地解決發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)引起的隔振難題，應(yīng)使系統(tǒng)的振動(dòng)只產(chǎn)生在工作區(qū)域，而最大限度地避開隔振區(qū)域，其關(guān)鍵在于選取合適的頻率比λ。從隔振理論的分析可知，可從外界激勵(lì)和系統(tǒng)本身的固有特性兩個(gè)方面進(jìn)行研究。

2 懸置系統(tǒng)建模與仿真

2.1 動(dòng)力總成參數(shù)識(shí)別

在建立懸置系統(tǒng)模型及仿真分析優(yōu)化的過(guò)程中，動(dòng)力總成參數(shù)測(cè)量的準(zhǔn)確與否是影響數(shù)據(jù)結(jié)果的關(guān)鍵因素。對(duì)實(shí)車進(jìn)行測(cè)量，獲得動(dòng)力總成的質(zhì)心位置、質(zhì)量、慣性、慣性積以及發(fā)動(dòng)機(jī)在各工況下的轉(zhuǎn)速、輸出轉(zhuǎn)矩等基本參數(shù)。其中，發(fā)動(dòng)機(jī)重心距缸體前端面距離為515 mm，重心豎直分量位于曲軸中心線以下16 mm，重心水平分量位于曲軸中心線右側(cè)7 mm。表1和表2列出了質(zhì)量慣性矩參數(shù)以及剛度測(cè)量數(shù)值。

2.2 模型建立

利用ADAMS建立該車型動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的仿真模型，懸置塊一端連接動(dòng)力總成，另外一端通過(guò)支架固定在車架上。發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)產(chǎn)生的激勵(lì)通過(guò)懸置塊傳遞到支架，再由支架傳遞到車身。所建立的模型應(yīng)包括各總成零部件結(jié)構(gòu)，同時(shí)反映各部件之間的安裝位置和相對(duì)運(yùn)動(dòng)約束關(guān)系，尺寸參數(shù)和幾何定位參數(shù)可以通過(guò)對(duì)實(shí)車直接測(cè)量得到。賦予動(dòng)力總成懸置模型實(shí)際的發(fā)動(dòng)機(jī)質(zhì)量參數(shù)、質(zhì)心位置坐標(biāo)、各個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量以及懸置處軸套剛度阻尼值等參數(shù)，構(gòu)建用于隔振性能分析的動(dòng)力總成模型如圖1所示。

2.3 仿真結(jié)果分析

設(shè)計(jì)優(yōu)良的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)應(yīng)能夠較好地隔離來(lái)自路面及發(fā)動(dòng)機(jī)兩大主要振源的激勵(lì)。通過(guò)對(duì)系統(tǒng)隔振理論的分析可知，要想達(dá)到隔振效果，應(yīng)使隔振系統(tǒng)本身固有頻率與外界激振頻率的比值小于 0.75或大于。該車型搭載的發(fā)動(dòng)機(jī)為四缸直列式汽油發(fā)動(dòng)機(jī)，其怠速轉(zhuǎn)速為750 r/min，最高轉(zhuǎn)速為4 000 r/min。由于點(diǎn)火脈沖引起的激振力主要表現(xiàn)在發(fā)動(dòng)機(jī)低轉(zhuǎn)速工況，計(jì)算出該發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)由點(diǎn)火脈沖引起的激振力頻率為：

式中：N為發(fā)動(dòng)機(jī)汽缸數(shù)；n為曲軸轉(zhuǎn)速，r/min； C為發(fā)動(dòng)機(jī)沖程數(shù)。要使動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)避開發(fā)動(dòng)機(jī)的激振頻率，不產(chǎn)生共振，則應(yīng)使其固有頻率小于Hz。同時(shí)考慮路面激勵(lì)作用，路面激勵(lì)一般在2.5 Hz以下，要使動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)不與路面激振力產(chǎn)生共振，應(yīng)使其固有頻率大于Hz。在仿真分析過(guò)程中，主要在頻域范圍內(nèi)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力總成進(jìn)行振動(dòng)特性分析，表3為分析所得的原車型動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)前6階固有模態(tài)頻率。

由仿真分析結(jié)果可知，發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)第1階模態(tài)頻率為5.15 Hz，大于3.33 Hz，第2～5階模態(tài)頻率均處于允許范圍內(nèi)，可以有效避免與路面激振力產(chǎn)生共振。但是第6階模態(tài)頻率為20.63 Hz，超過(guò)17.68 Hz，則發(fā)動(dòng)機(jī)處于怠速工況下有可能激發(fā)這一階模態(tài)，引發(fā)共振，從而使發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)幅度加大，振動(dòng)噪聲加劇。因此，應(yīng)針對(duì)該車型動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的隔振性能進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

3 隔振性能優(yōu)化

3.1 優(yōu)化方案設(shè)計(jì)

在對(duì)已有實(shí)際車型動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行隔振性能優(yōu)化分析的過(guò)程中，由于發(fā)動(dòng)機(jī)端面最大彎矩對(duì)于前后懸置塊的安裝位置和相對(duì)偏轉(zhuǎn)角度有限制，因此不能做過(guò)多改變。另外由于懸置塊本身阻尼很小，在微小振幅振動(dòng)下，其阻尼的變化對(duì)懸置系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的影響基本可以忽略，所以在優(yōu)化改進(jìn)過(guò)程中主要考慮前后懸置本身的剛度。分別以前左懸置和后懸置的三個(gè)方向剛度作為設(shè)計(jì)變量[8]，選定6個(gè)變量分別為，其變化范圍為±30%，即。

基于隔振理論，按照理想懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)要求，設(shè)定優(yōu)化設(shè)計(jì)中目標(biāo)函數(shù)為發(fā)動(dòng)機(jī)怠速工況穩(wěn)態(tài)下各支撐點(diǎn)力響應(yīng)和力波動(dòng)程度最小，約束條件為懸置系統(tǒng)6階模態(tài)頻率介于4～17.68 Hz，分析計(jì)算怠速時(shí)各支撐處響應(yīng)和力隨時(shí)間變化的響應(yīng)特性規(guī)律。考慮到懸置系統(tǒng)各階模態(tài)之間容易發(fā)生耦合，優(yōu)化設(shè)計(jì)方案應(yīng)使動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)具有較高的解耦特性，從而使懸置系統(tǒng)起到最佳的隔振效果。

3.2 優(yōu)化設(shè)計(jì)結(jié)果

動(dòng)力總成懸置塊剛度的優(yōu)化能夠直接反映出路面及其它激勵(lì)對(duì)系統(tǒng)隔振效果的影響。對(duì)動(dòng)力總成前后懸置塊剛度進(jìn)行優(yōu)化分析，結(jié)果見表4。除了后懸x方向剛度值略有增加，其它方向的懸置塊剛度值在優(yōu)化后有明顯的降低，懸置支撐處響應(yīng)力的標(biāo)準(zhǔn)差值比優(yōu)化前降低了44%。通過(guò)合理匹配懸置的剛度參數(shù)就能夠更好地提高動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的隔振特性。

在頻域范圍內(nèi)分析得出動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化前后的前6階固有頻率值，數(shù)據(jù)結(jié)果見表5。優(yōu)化后系統(tǒng)前6階固有頻率的數(shù)值避開了引發(fā)路面激勵(lì)共振頻率及發(fā)動(dòng)機(jī)在怠速工況下最低激勵(lì)力共振頻率的影響。優(yōu)化后各階固有頻率比優(yōu)化前有所降低。第1階固有頻率為4.98 Hz，大于3.33 Hz，大于路面低頻激勵(lì)產(chǎn)生共振的數(shù)值；第6階固有頻率由20.63 Hz降至17.38 Hz，在原有的基礎(chǔ)上降低15.8%，降幅明顯，低于發(fā)動(dòng)機(jī)在怠速工況下最低激振力頻率25 Hz，從而使動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的隔振效果得到明顯增強(qiáng)。

4 駕駛室振動(dòng)試驗(yàn)分析

4.1 優(yōu)化前后隔振率對(duì)比

將改進(jìn)前和改進(jìn)后的懸置系統(tǒng)裝車進(jìn)行實(shí)車測(cè)試，采用德國(guó) Müller BBM 公司的測(cè)量系統(tǒng)和分析軟件，其中數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)包含32個(gè)通道，傳感器為三向加速度傳感器。以懸置系統(tǒng)左懸置作為研究對(duì)象，測(cè)點(diǎn)如圖2所示。分析得到在各發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速下，優(yōu)化前原車與懸置改進(jìn)后的車輛懸置點(diǎn)在不同坐標(biāo)方向隔振率的對(duì)比結(jié)果，隔振率隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化曲線如圖3所示。針對(duì)原車怠速工況下隔振效果較差的情況，對(duì)懸置改進(jìn)前后兩車懸置隔振率作了對(duì)比，柱狀圖如圖4所示。

將改進(jìn)后動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的隔振率與原車進(jìn)行對(duì)比，發(fā)現(xiàn)隔振率有了顯著提高，尤其以左右懸置的優(yōu)化改進(jìn)效果較為明顯，可見所采取的優(yōu)化方案是切實(shí)可行的。

4.2 優(yōu)化前后駕駛室噪聲值對(duì)比

駕駛室內(nèi)噪聲品質(zhì)是否得到改善，能夠主觀反映動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)隔振性能優(yōu)化的效果。按標(biāo)準(zhǔn)試驗(yàn)方案選取噪聲測(cè)點(diǎn)為駕駛員右耳和后排左座椅右耳處，測(cè)試怠速工況駕駛室內(nèi)噪聲水平，數(shù)據(jù)分析結(jié)果見表6。在關(guān)門關(guān)窗，關(guān)門開窗，開門開窗三個(gè)工況中，對(duì)改進(jìn)前后兩組數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比，無(wú)論是駕駛員右耳還是后排座椅右耳，各工況噪聲值均有明顯的降低，后排座椅右耳各噪聲值的降低幅度更大一些，最大幅度達(dá)到13.4%。緩加速工況下兩測(cè)點(diǎn)車內(nèi)噪聲隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化曲線如圖5所示。

由表6可知，懸置優(yōu)化后車內(nèi)噪聲品質(zhì)有了一定程度的提高，同時(shí)根據(jù)圖4，懸置改進(jìn)后，緩加速工況下車內(nèi)噪聲隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化曲線沒(méi)有出現(xiàn)峰值，而是隨轉(zhuǎn)速升高而增加，其中駕駛員右耳處噪聲上升幅度較快。

5 結(jié)論

（1）改進(jìn)方案在原型車基礎(chǔ)上對(duì)前后懸置剛度參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)，改進(jìn)后車型懸置支撐處響應(yīng)力標(biāo)準(zhǔn)差值降幅明顯，達(dá)到44%。由此可見懸置系統(tǒng)在受激勵(lì)狀態(tài)下的幅值響應(yīng)波動(dòng)較小，設(shè)計(jì)方案趨向穩(wěn)健。同時(shí)，動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的固有頻率數(shù)值有效避開了來(lái)自路面激勵(lì)頻率及怠速工況下發(fā)動(dòng)機(jī)最低頻率引發(fā)的共振現(xiàn)象，從而有效提升了系統(tǒng)的隔振性能水平。

（2）改進(jìn)后車型動(dòng)力總成懸置隔振率比原型車有了顯著提高，左右懸置隔振效果也比原型車有了明顯提升，尤其在z向，平均隔振率能達(dá)到20 dB，后懸置總體隔振率小于10 dB。因此，基于隔振原理建立仿真動(dòng)力學(xué)模型，對(duì)原車懸置的改進(jìn)優(yōu)化方案是可行的，但后懸置仍有很大的改進(jìn)空間。

（3）與原車相比，懸置優(yōu)化后各工況各測(cè)點(diǎn)處駕駛室內(nèi)噪聲值有明顯降低，最大降低幅度達(dá)到13.4%，整車噪聲品質(zhì)有明顯提高，緩加速工況未出現(xiàn)噪聲峰值，滿足乘員舒適性的要求。

參考文獻(xiàn)（References）：

范讓林，呂振華. 汽車動(dòng)力總成隔振難點(diǎn)與被動(dòng)懸置改進(jìn)技術(shù) [J]. 汽車技術(shù)，2009（5）： 18-21.

Fan Ranglin，Lyu Zhenhua. Automotive Powertrain Vi-bration Isolation Control Difficulties and Passive Moun-ting Improvement Technologies [J]. Automotive Tech-nology，2009（5）：18-21. （in Chinese）

SURESH N，SHANKAR S，MANOHAR N. Optimum Design of Engine and Body Mounts at Total System Level Using Unconstrained Minimization [C]// SAE Technical Paper 950584，1995.

CHO S. Configuration and Sizing Design Optimization of Powertrain Mounting Systems [J]. International Journal of Vehicle Design，2000，24（4）：32-34.

JOHNSON S R，SUBHEDAR J W. Computer Optimi-zation of Engine Mounting Systems [C]// SAE Technical Paper 790974，1979.

張偉峰. 汽車發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)分析與優(yōu)化研究 [D]. 合肥： 合肥工業(yè)大學(xué)，2009.

Zhang Weifeng. Optimization Research and Analysis of Powertrain Mount System [D]. Hefei：Hefei University of Technology，2009. （in Chinese）

喻惠然，王長(zhǎng)友，趙化民. CA6102型發(fā)動(dòng)機(jī)懸置的研究 [J]. 汽車技術(shù)，1992（1）：18-25.

Yu Huiran，Wang Changyou，Zhao Huamin. Research on CA6102 Engine Mount [J]. Automotive Technology，1992（1）：18-25.（in Chinese）

喻惠然. 發(fā)動(dòng)機(jī)隔振的研究 [J]. 汽車技術(shù)，1992（9）：23-27.

Yu Huiran. Study on Vibration Isolation of Engine [J]. Automotive Technology，1992（9）：23-27. （in Chinese）

LIU C Q. A Computerized Optimization Method of Engine Mounting System [C]// SAE Technical Paper 2003-01-1461.