動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)開發(fā)

劉通，盧頔，劉立國，王丹

（華晨汽車工程研究院，遼寧 沈陽 110141）

動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)開發(fā)

劉通，盧頔，劉立國，王丹

（華晨汽車工程研究院，遼寧 沈陽 110141）

動(dòng)力總成在工作過程中產(chǎn)生的激勵(lì)以及路面激勵(lì)是汽車振動(dòng)的主要來源，特別是與解耦計(jì)算的關(guān)系十分緊密。文章以某車型為研究對象，根據(jù)坐標(biāo)系變換關(guān)系，推導(dǎo)出不同坐標(biāo)系變換矩陣；通過建立ADAMS仿真模型，對懸置系統(tǒng)模態(tài)及解耦率進(jìn)行了分析及優(yōu)化。仿真分析表明：經(jīng)過剛度匹配，降低了支撐處動(dòng)態(tài)支反力幅值；最后，通過實(shí)車測試，再次論證了解耦設(shè)計(jì)使整車性能得到了提升。

激勵(lì)；坐標(biāo)變換；解耦；支反力

CLC NO.: U462.33 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)10-38-04

前言

隨著汽車技術(shù)的不斷提升和完善，乘坐舒適性越來越受到人們的關(guān)注。汽車振動(dòng)又是重要影響因素：一方面來自路面的激勵(lì)[1]，另外一方面來自發(fā)動(dòng)機(jī)自身的激勵(lì)[2]；為此，懸置系統(tǒng)的優(yōu)化匹配就顯得尤為重要，特別是懸置系統(tǒng)的布置和解耦頻率的設(shè)計(jì)尤其重要[3-4]。

在懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)開發(fā)領(lǐng)域，呂振華等[5]通過分析汽車懸置系統(tǒng)的布置方式特性，總結(jié)了如何以撞擊中心理論為依據(jù)對各個(gè)懸置點(diǎn)進(jìn)行布置以提高汽車的舒適性，另外還進(jìn)一步闡述了采用V型布置以提高怠速隔振性能的可能性。上官文斌等[6]基于試驗(yàn)設(shè)計(jì)方法，計(jì)算了懸置剛度對于懸置固有頻率和解耦率的貢獻(xiàn)率。

本文以某項(xiàng)目開發(fā)為實(shí)例，首先從系統(tǒng)布置角度進(jìn)行設(shè)計(jì)，其次通過ADAMS建模，優(yōu)化解耦頻率，通過支反力的改善來降低振動(dòng)能量的傳遞[7-8]，最后通過實(shí)車測試得到了很好的驗(yàn)證。

1、坐標(biāo)系轉(zhuǎn)換

在動(dòng)力總成坐標(biāo)轉(zhuǎn)換時(shí)，采用如圖1定義測量坐標(biāo)系方式，以發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸投影到后端面的中心為測量原點(diǎn)，X正向指向發(fā)動(dòng)機(jī)方向，Z軸正向垂直剛體上表面指向油底殼，Y軸正向依據(jù)右手定則判定。

圖1 坐標(biāo)系定義Fig.1 Definition of coordinate system

測量坐標(biāo)系與整車坐標(biāo)系為在同一點(diǎn)的兩個(gè)坐標(biāo)系，其轉(zhuǎn)換關(guān)系如圖2所示：整車坐標(biāo)系為O_XYZ坐標(biāo)系，O_X’Y’Z’為測量坐標(biāo)系，ON為兩個(gè)平面的交線，OX與ON夾角為α，Z與Z’夾角為β，OX’與交線ON夾角為γ，當(dāng)整車坐標(biāo)系分別繞Z轉(zhuǎn)動(dòng)α，繞X轉(zhuǎn)動(dòng)β，繞Z’轉(zhuǎn)動(dòng)γ，就會(huì)得到測量坐標(biāo)系。

圖2 坐標(biāo)轉(zhuǎn)換Fig.2 Coordinate transformation

其中坐標(biāo)變換矩陣分別為：

當(dāng)有了總坐標(biāo)轉(zhuǎn)換矩陣，依據(jù)坐標(biāo)變換公式即可以求出質(zhì)心及轉(zhuǎn)動(dòng)慣量在整車下的坐標(biāo)。

2、懸置系統(tǒng)布置設(shè)計(jì)

在系統(tǒng)選型布置設(shè)計(jì)初期，我們考慮了行業(yè)內(nèi)幾種常用的布置形式，如圖3所示。

可以看到，在橫置動(dòng)力總成布置領(lǐng)域，擬合線下方為擺動(dòng)支撐式布置，這種在行業(yè)內(nèi)最為普遍，易于空間布置和后期調(diào)校，因此我們也選用了這種布置形式。

當(dāng)沿著任意方向給一個(gè)自由剛體施加一個(gè)扭矩時(shí)，該剛體發(fā)生轉(zhuǎn)動(dòng)所圍繞的軸線即為扭矩軸。

圖3 懸置系統(tǒng)布置形式Fig.3 Layout form of mounting system

在設(shè)計(jì)過程中，當(dāng)?shù)玫搅税l(fā)動(dòng)機(jī)質(zhì)心及轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，懸置在車身上的彈性中心點(diǎn)后，就可以計(jì)算扭矩軸與彈性軸的位置關(guān)系。一般行業(yè)內(nèi)通過動(dòng)力總成質(zhì)心到彈性軸距離以及彈性軸與扭矩軸夾角作為衡量指標(biāo)，計(jì)算結(jié)果如圖4和圖5所示：

圖4 扭矩軸俯視圖Fig.4 Vertical view of torque axis

圖5 扭矩軸后視圖Fig.5 back view of torque axis

通過計(jì)算，可以看到在圖4中質(zhì)心到彈性軸距離3mm，兩軸線夾角約3.9°，在圖5中兩軸線夾角1.8°。從結(jié)果看俯視圖兩個(gè)指標(biāo)略大，但可以接受。但車身姿態(tài)有一定影響，由于總布置因素，硬點(diǎn)位置不好更改，這就需要從懸置剛度調(diào)節(jié)入手，優(yōu)化性能參數(shù)。

3、懸置剛度設(shè)計(jì)

3.1 動(dòng)力學(xué)模型建立

動(dòng)力總成具有6個(gè)方向的自由度，并與三個(gè)懸置彈性連接，在仿真分析時(shí)一般將振動(dòng)系統(tǒng)簡化為一個(gè)無阻尼自由振動(dòng)系統(tǒng)，其橡膠襯套均附以線性剛度支撐，為此建立模型如圖6。

動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)要綜合考慮路面激勵(lì)以及發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)，為此基于以上兩種工況考慮，帶入某項(xiàng)目實(shí)際數(shù)據(jù)，進(jìn)行設(shè)計(jì)及優(yōu)化。

圖6 懸置系統(tǒng)仿真模型Fig.6 Simulation model of mounting system

3.2 懸置系統(tǒng)固有特性分析

通常情況下，來自路面的激勵(lì)一般小于4Hz，所以動(dòng)力總成模態(tài)頻率一般大于5Hz為好；而根據(jù)簡諧支撐激振下振動(dòng)響應(yīng)的特性，頻率比至少需要大于1.414倍才具有隔振效果，本文的研究對象其動(dòng)力總成怠速轉(zhuǎn)速在750r/min，即2階激振頻率為25Hz，所以動(dòng)力總成固有模態(tài)頻率上限不應(yīng)大于17.68Hz。

根據(jù)表1，由初始設(shè)計(jì)剛度可以計(jì)算六階固有頻率和解耦率，見表2：

Table 1 Mounting stiffness

表1 懸置剛度

表2 固有頻率和解耦率Table 2 Natural frequency and decoupling rate

在解耦率方面，根據(jù)動(dòng)力總成的振動(dòng)特性，垂向Z與俯仰方向?yàn)檎駝?dòng)的主方向，因此這兩項(xiàng)指標(biāo)要同時(shí)達(dá)到90%以上才符合要求，其他方向非振動(dòng)主要方向，達(dá)到85%即可。由表2可知，俯仰方向解耦率僅為77%，非常差，與橫擺存在8%的耦合，在這兩個(gè)頻率段振動(dòng)時(shí)會(huì)耦合振動(dòng)，使整車舒適性受到很大影響。而在頻率方面，X向與Z向耦合嚴(yán)重，其頻率間隔僅僅0.1Hz，這在振動(dòng)時(shí)共振會(huì)比較明顯，大大增加了懸置隔振的難度，設(shè)計(jì)時(shí)最好滿足1Hz間隔會(huì)比較好。而側(cè)傾頻率達(dá)到18.3Hz也大于我們要求17.7Hz的上限，懸置不在隔振區(qū)。

綜上，根據(jù)實(shí)際樣車的剛度匹配計(jì)算分析，進(jìn)行剛度優(yōu)化和改進(jìn)是十分必要的。

3.3 懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)

3.3.1 剛度優(yōu)化分析

通過仿真計(jì)算分析得到符合要求的剛度值和模態(tài)分布，見表3和表4：

表3 懸置剛度Table3 Mounting stiffness

表4 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)固有頻率和解耦率Table 4 Natural frequency and decoupling rate

從優(yōu)化后的固有頻率和解耦率可以看到，總體頻率分布為7.1～16.2Hz，且頻率間隔達(dá)到了1Hz。解耦率方面，Z向達(dá)到96.5%；俯仰方向由77%提升到了93%，同樣達(dá)到了很好的效果。

3.3.2 動(dòng)態(tài)支反力優(yōu)化

衡量剛度是否匹配合適，懸置支撐處動(dòng)反力大小也能體現(xiàn)隔振性能。

根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)外特性曲線，采用函數(shù)逼近方式來近似模擬發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)振動(dòng)。某項(xiàng)目動(dòng)力總成怠速750r/min，在Adams模型質(zhì)心處，分別施加沿氣缸垂直振動(dòng)方向激勵(lì)：cos(25*πt)；與繞曲軸方向激勵(lì)：80sin(25*πt)來模擬怠速激勵(lì)振動(dòng)。

圖7 優(yōu)化前動(dòng)態(tài)支反力響應(yīng)圖Fig.7 Dynamic reaction force response before optimize

圖8 優(yōu)化后動(dòng)態(tài)支反力響應(yīng)圖Fig.8 Dynamic reaction force response after optimize

在怠速振動(dòng)時(shí)，由于初始激勵(lì)的作用，是由瞬態(tài)逐漸過渡到穩(wěn)態(tài)的過程。為此我們針對解耦剛度匹配前后，觀察發(fā)動(dòng)機(jī)懸置動(dòng)態(tài)支反力的變化，由圖7可以看到，在8s以后，模型基本達(dá)到了穩(wěn)態(tài)振動(dòng)，其中最大處反力達(dá)到1436N，這里包含了1050N預(yù)載的作用，因其初始匹配剛度不是太理想，俯仰方向作為振動(dòng)主方向解耦率低，耦合較為嚴(yán)重，在反力的體現(xiàn)上也是比較明顯。

經(jīng)過剛度優(yōu)化后，可以看到如圖8，同樣在預(yù)載情況下，8s以后最大動(dòng)態(tài)支反力峰值為1112N，這是由于合適的剛度匹配后，俯仰解耦率很高，基本不存在和其他方向的耦合振動(dòng)，所以支反力減小了很多。支反力減小了，傳遞到車身上的振動(dòng)隨之減小，也就是我們常說隔振更好了。

4、實(shí)車測試驗(yàn)證

通過仿真分析，剛度優(yōu)化使得懸置系統(tǒng)的隔振性能得到了明顯改善和提高。但是由于仿真分析的準(zhǔn)確性還是與實(shí)際有誤差，故需要進(jìn)行實(shí)車的NVH驗(yàn)證[9]。

本文中，實(shí)車測試選取了點(diǎn)熄火工況進(jìn)行測試，點(diǎn)熄火工況可以很好的驗(yàn)證懸置系統(tǒng)剛度匹配情況。本文在人體感受最為明顯的座椅導(dǎo)軌處安裝加速度傳感器對振動(dòng)響應(yīng)進(jìn)行測試和對比[10]。

在圖9中，可以看到點(diǎn)熄火是一個(gè)瞬態(tài)工況，加速度峰值時(shí)間非常短， 圖中在4.39s達(dá)到最大峰值1.28m/s2，而在圖10中，通過優(yōu)化懸置三向剛度的比例，可以看到最大峰值優(yōu)化到0.75m/s2。這是由于動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)點(diǎn)熄火工況取決于懸置剛度匹配好壞，特別是X向剛度合力優(yōu)化。

圖9 優(yōu)化前座椅X向加速度Fig.9 Acceleration of seat in X direction before optimize

圖10 優(yōu)化后座椅X向加速度Fig.10 Acceleration of seat in X direction after optimize

綜上，通過實(shí)車測試，再次論證了懸置剛度設(shè)計(jì)匹配的重要性。

5、結(jié)論

本文通過坐標(biāo)轉(zhuǎn)換矩陣的推導(dǎo)給出了坐標(biāo)轉(zhuǎn)換的公式；通過扭矩軸布置設(shè)計(jì)給出合理的安裝位置；通過解耦匹配及優(yōu)化提高了隔振性能及主觀感受。研究結(jié)果表明：

1）坐標(biāo)轉(zhuǎn)換是懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)的前提和基準(zhǔn)，精確的轉(zhuǎn)化才能提高系統(tǒng)布置的準(zhǔn)確性，為后續(xù)的剛度匹配提供便利。

2）通過懸置剛度的匹配，使得懸置的隔振性能得到提高，發(fā)動(dòng)機(jī)懸置動(dòng)態(tài)支反力由1436N降低到1112N。

3）實(shí)車測試表明：合理的剛度匹配能夠提升駕駛員的主觀感受，即發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火加速度由1.28m/s2降低到0.75m/s2。

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Design and development of Powertrain Mounting System

Liu Tong, Lu Di, Liu Liguo, Wang Dan
( Brilliance Auto R & D Center (BARC), Liaoning Shenyang 110141 )

Road excitation and engine excitation are the main sources of Automobile vibration. Especially closely related to decoupling. Based on a car as the research object, the coordinate transformation matrix is derived according to the coordinate transformation. A simulation model of ADAMS is established, and the decoupling rate and modal of powertrain mounting system is analyzed. Simulation analysis shows that: dynamic force is reduced through matching stiffness. Finally, by means of the car test, the results indicate that the vehicle performance is improved through decoupling design.

excitation; coordinate transformation; Decoupling; reaction force

U462.33

A

1671-7988 (2017)10-38-04

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.10.014

劉通(1984-)，男，工程師，碩士，就職于華晨汽車工程研究院，研究方向：動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)開發(fā)及優(yōu)化。