蓋大偉，沈保山，劉治彩，許佩佩

(1.濰坊瑞馳汽車系統(tǒng)有限公司，山東濰坊 261000；2.無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院,江蘇無錫 214000； 3.徐州徐工汽車制造有限公司，江蘇徐州 221004)

0 引言

汽車主要有兩個振動激勵源，一個來自路面，另一個來自運轉(zhuǎn)的發(fā)動機及傳動系統(tǒng)。路面激勵的幅度雖然變化很大，但是基本屬于低頻范圍。而動力總成的工作方式?jīng)Q定了它是一個強烈的振源，對車輛的NVH(Noise Vibration Harshness)性能影響較大。動力總成懸置系統(tǒng)作為車輛的重要子系統(tǒng)，減振是其主要功能之一。合理的匹配設(shè)計，不僅可以有效衰減振動，提高車輛的NVH性能[1]，而且能夠延長動力總成的使用壽命。

考慮到庫存和通用性的問題，本文作者以某商用車動力總成懸置系統(tǒng)中的兩個前懸置元件軟墊X、Y、Z3個方向的剛度為優(yōu)化對象。

1 動力總成懸置系統(tǒng)模型

進行動力總成懸置系統(tǒng)的固有特性分析時，一般都將振動系統(tǒng)簡化為一個無阻尼自由振動系統(tǒng)。考慮到動力總成彈性體自然頻率遠高于懸置系統(tǒng)，懸置元件車架側(cè)振動遠小于動力總成側(cè)，通常將動力總成和車架視為剛體，因此可將動力總成懸置系統(tǒng)簡化成空間六自由度振動系統(tǒng)。

定義廣義坐標系G0-XYZ，其中G0為動力總成質(zhì)心，X軸指向整車倒車方向，Z軸垂直向上，右手法則確定Y軸方向，如圖1所示。模型創(chuàng)建需要動力總成參數(shù)和懸置參數(shù)(包括安裝位置和主軸剛度等)。

圖1 動力總成懸置系統(tǒng)模型

1.1 能量法解耦理論

動力總成的運動微分方程如下式所示：

懸置系統(tǒng)的固有頻率和模態(tài)求解公式：

式中：ωi為動力總成懸置系統(tǒng)第i階固有頻率；φi為動力總成懸置系統(tǒng)第i階固有頻率對應(yīng)的特征向量。

從能量的角度考慮，沿某一個方向的力所做的功都將轉(zhuǎn)化為系統(tǒng)沿多個廣義坐標上的動能和勢能，且動能和勢能可以相互轉(zhuǎn)化，但總和保持不變，因此可用最大動能表示系統(tǒng)沿某個廣義坐標的總能量。系統(tǒng)在i階主振動時的最大動能：

展開可得：

i階主振動時，在第t個廣義坐標上分配的振動能量：

第t個廣義坐標上分配的動能占系統(tǒng)總動能的百分比：

求解的百分比即為解耦度，占百分比最大的為主要振動方向[2]。

1.2 懸置參數(shù)

文中研究對象為動力總成六點懸置，懸置的局部坐標U、V、W分別與整車坐標系X、Y、Z對應(yīng)，除左、右輔助懸置的支撐面與水平面之間的夾角為20°外，其余懸置與水平面夾角為0°，以整車坐標系為基準。各懸置3個主軸方向剛度如表1所示。

表1 懸置各主軸剛度

1.3 動力總成參數(shù)獲取

進行動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化所需的參數(shù)包括質(zhì)量、質(zhì)心、轉(zhuǎn)動慣量，采用西安百納電子科技有限公司MPT-3000慣性參數(shù)識別試驗臺獲取相關(guān)參數(shù)，如圖2所示，慣性參數(shù)如表2所示。

圖2 慣性參數(shù)測量臺

參數(shù)來源試驗發(fā)動機的質(zhì)量/kg1 545.2動力總成質(zhì)心坐標(整車坐標系下)/mm(274.95,1.79,-137.75)轉(zhuǎn)動慣量(動力總成質(zhì)心坐標下)/(kg·mm-2)IXX1.347 66×108IYY8.738 11×108IZZ7.549 07×108IXY-1.899 3×107IYZ1.123 2×107IXZ-8.371 9×107

1.4 懸置系統(tǒng)解耦計算

根據(jù)上述參數(shù)，使用MATLAB運用能量解耦法進行解耦計算[4]，計算結(jié)果如表3所示。

表3 前6階頻率和解耦率

由計算結(jié)果發(fā)現(xiàn)第二、三，四、五階相鄰階的頻率間隔小于1 Hz，并且第一、三、五解耦率低于75%，不符合頻率分離和解耦要求，且實際裝車后的隔振效果也不理想，需要進行優(yōu)化。

2 前懸置剛度優(yōu)化匹配

懸置系統(tǒng)多目標優(yōu)化的設(shè)計變量通常可取軟墊剛度、安裝位置和角度等。由于條件限制，本文作者只選取前懸置3個方向的剛度作為優(yōu)化變量。

2.1 剛度優(yōu)化

參考其他車型懸置剛度，將X、Z方向的優(yōu)化空間設(shè)定為[450,1 350] N/mm，Y方向為[100,500] N/mm。路面的激勵一般小于3.5 Hz，系統(tǒng)的最低頻率應(yīng)該大于1/0.75倍，即4.7 Hz，因此約束頻率范圍[5,21] Hz，同時約束前6階解耦率大于80%。

按主次關(guān)系，合理分配Z、ROTX兩個主要方向上的解耦率和其他次要方向上的權(quán)重[5]。以各個方向上的解耦率加權(quán)和最大化作為目標值，對剛度進行優(yōu)化匹配。

使用MATLAB編寫多目標優(yōu)化程序，得出最優(yōu)的一組剛度組合，圓整后的前懸置X、Y、Z方向的剛度值為分別為824、200、1 000 N/mm。

2.2 優(yōu)化匹配后的固有頻率和解耦率

將優(yōu)化后的剛度組合輸入MATLAB中，進行動力總成懸置系統(tǒng)固有頻率和解耦計算，得到結(jié)果如表4所示。

表4 優(yōu)化后方案的固有頻率和解耦率

由表4可知前6階解耦率均大于80%，主方向的頻率間隔大于2 Hz，次方向的頻率間隔均大于1 Hz，滿足頻率分離和解耦要求。

2.3 試驗驗證

試驗之前，首先對目標車輛進行熱車，將冷卻液的溫度升到70 ℃。然后采用西門子公司的LMS.SCADAS便攜式數(shù)據(jù)采集儀和PCB公司的三向加速度傳感器分別測試前、后、輔助懸置在怠速、1 900 r/min、最高轉(zhuǎn)速以及緩加速工況下主、被動側(cè)的加速度，如圖3所示。

經(jīng)過數(shù)據(jù)處理得到以下結(jié)論：

(1)怠速、1 900 r/min、最高轉(zhuǎn)速工況動力總成懸置的綜合隔振率分別提升19.50%、2.59%和3.71%，主要關(guān)注的怠速工況綜合隔振率達到75.92%，其余兩個工況均大于84%，隔振率得到很大提升；

(2)緩加速工況沒有出現(xiàn)共振現(xiàn)象。

圖3 隔振率測試

3 總結(jié)

本文作者首先使用能量解耦法對現(xiàn)有的動力總成懸置系統(tǒng)進行固有頻率和解耦計算，發(fā)現(xiàn)現(xiàn)有剛度組合有很大的提升空間；使用MATLAB多目標優(yōu)化方法，以前懸置剛度為優(yōu)化變量、頻率分離和解耦率為約束條件、解耦率加權(quán)和最大為目標函數(shù)，優(yōu)化出最佳剛度值。制作樣件，裝車測試，得到結(jié)論：優(yōu)化匹配后的懸置系統(tǒng)隔振率得到全面提升，在怠速工況下綜合隔振率提升約19.5%。