基于傳遞路徑分析和能量解耦的動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化

鄒亮，李曉杰，古忠，韋國新，張遵智

（南京依維柯汽車有限公司，江蘇 南京 210028）

基于傳遞路徑分析和能量解耦的動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化

鄒亮，李曉杰，古忠，韋國新，張遵智

（南京依維柯汽車有限公司，江蘇 南京 210028）

針對某輕型客車車內(nèi)振動劇烈問題，文章采用傳遞路徑分析方法識別主要懸置傳遞路徑,并用能量解耦法優(yōu)化懸置系統(tǒng)達(dá)到降低車內(nèi)振動的目的。首先，建立了九輸入三輸出的振動傳遞路徑模型；其次，實(shí)車道路試驗(yàn)和室內(nèi)錘擊試驗(yàn)獲取工況數(shù)據(jù)和傳遞函數(shù)數(shù)據(jù)；再者，利用Test.Lab中的TPA模塊，識別主振源；最后，建立懸置系統(tǒng)六自由度動力學(xué)模型，并對懸置元件各向剛度進(jìn)行優(yōu)化，達(dá)到降低車內(nèi)振動水平的目的。

傳遞路徑分析；懸置；主振源識別；傳遞函數(shù)；貢獻(xiàn)量

CLC NO.: U467 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)19-56-05

前言

隨著生活水平的提高，加上汽車行業(yè)近幾年的快速發(fā)展，人們對于汽車的動力性、經(jīng)濟(jì)性、操縱穩(wěn)定性等指標(biāo)的關(guān)注度逐漸向平順性、舒適性轉(zhuǎn)變。汽車的NVH特性是判定汽車舒適性的重要指標(biāo)，包括噪聲（Noise）、振動（Vibration）和聲振粗糙度（Harshness）三個(gè)方面。其中噪聲又來源于振動，因此限制汽車的振動是提高汽車舒適性的關(guān)鍵步驟。

汽車行駛時(shí)，引起各部件振動的原因主要來自路面不平度的隨機(jī)激勵和發(fā)動機(jī)工作時(shí)所產(chǎn)生的激勵。為了隔離來自以上兩方面的振動，各種懸置元件在汽車上得到了廣泛的應(yīng)用[1]。

而傳遞路徑分析方法（Transfer Path Analysis，簡稱TPA）是一種試驗(yàn)方法，在采集到的工況數(shù)據(jù)和傳遞函數(shù)數(shù)據(jù)的基礎(chǔ)上進(jìn)行分析，快速診斷振動系統(tǒng)中的主振源[2]。本文將以傳遞路徑分析方法為思路，識別引起某輕型客車車內(nèi)振動的主要懸置傳遞路徑，并以能量解耦方法優(yōu)化懸置系統(tǒng)，達(dá)到降低車內(nèi)振動的目的。

1 傳遞路徑分析基本理論

1.1 TPA原理

假設(shè)系統(tǒng)為線性時(shí)不變系統(tǒng)，傳遞路徑分析將系統(tǒng)分為三部分：激勵源、傳遞路徑及目標(biāo)點(diǎn)響應(yīng)。傳遞路徑分析認(rèn)為目標(biāo)點(diǎn)響應(yīng)為所有結(jié)構(gòu)路徑及空氣路徑的貢獻(xiàn)量之和[3-6]，即，

式中：yk(ω)為目標(biāo)點(diǎn)k的響應(yīng)，Hki(ω)和Hkj(ω)分別為振源i和聲源j到目標(biāo)點(diǎn)k的傳遞函數(shù)，F(xiàn)i(ω)和Qj(ω)分別為第i個(gè)振源的結(jié)構(gòu)載荷和第j個(gè)聲源的聲學(xué)載荷，n為結(jié)構(gòu)路徑的個(gè)數(shù)，p為空氣路徑的個(gè)數(shù)。

由公式（1）可知，獲得真實(shí)、可信的激勵源載荷與系統(tǒng)傳遞函數(shù)直接決定著應(yīng)如何控制主要貢獻(xiàn)路徑：從降低激勵源的載荷入手，或是在衰減傳遞路徑方面考慮。

1.2 載荷識別

載荷不方便由傳感器測得，首先，由于空間位置的限制，力傳感器不方便布置；其次，力傳感器測得的力信號具有較大的偏差[7,8]。

通常采用逆矩陣法識別載荷，逆矩陣法綜合考慮激勵自由度之間的耦合關(guān)系，通過測試各個(gè)激勵力與所有響應(yīng)之間的傳遞函數(shù)，建立了響應(yīng)與激勵力之間的耦合關(guān)系，并采用數(shù)值計(jì)算方法識別各個(gè)激勵載荷。理論公式如下：

式中：+1表示廣義逆矩陣，am為響應(yīng)點(diǎn)m的加速度，Jn為激勵自由度n的載荷，Hmn為第n個(gè)激勵力到第m個(gè)響應(yīng)點(diǎn)的傳遞函數(shù)。

出于增加估計(jì)精度的目的，一般取m=2n，也即是響應(yīng)點(diǎn)的數(shù)量是載荷作用點(diǎn)數(shù)量的兩倍[9-11]。

1.3 傳遞函數(shù)獲取

傳遞函數(shù)可以通過錘擊試驗(yàn)直接獲取，但是由于激勵在某一路徑上時(shí)，這個(gè)激勵力會通過激勵源作用到其它路徑上，從而在測量點(diǎn)產(chǎn)生來自非激勵位置的響應(yīng)，導(dǎo)致測量結(jié)果不準(zhǔn)確[12-14]。因此，通常將激勵源移除。

2 傳遞路徑試驗(yàn)

2.1 懸置傳遞路徑建模

以三個(gè)懸置各三個(gè)方向作為輸入，以駕駛員座椅導(dǎo)軌三向振動作為響應(yīng)，建立九輸入三輸出的懸置傳遞路徑分析模型，如圖1所示。

圖1 懸置傳遞路徑分析模型

2.2 工況數(shù)據(jù)采集

在B級路面上，車輛以六檔行駛，利用Test.Lab軟件采集50km/h～110km/h共七種勻速工況下的振動數(shù)據(jù)，圖2和圖3所示分別為駕駛員座椅導(dǎo)軌和后懸置傳感器布置圖。

圖2 駕駛員座椅導(dǎo)軌處

圖3 發(fā)動機(jī)后懸置

2.3 傳遞函數(shù)獲取

將動力總成拆除，傳感器布置與工況數(shù)據(jù)采集時(shí)相同，采用力錘敲擊，敲擊前先標(biāo)定錘頭上的力傳感器。圖4和圖5所示分別為右懸置方向看到的動力總成拆離圖和懸置X向錘擊圖。

圖4 動力總成拆離

圖5 懸置X向錘擊

3 主要傳遞路徑識別

3.1 車內(nèi)振動水平分析

在Test.Lab軟件中，將路試測得的時(shí)域信號處理成頻域信號，按照標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4970-2009計(jì)算得到各工況下的三向及總加權(quán)加速度均方根值[15]，圖6為Z向和總加權(quán)加速度均方根值。

圖6 Z向及總加權(quán)加速度均方根值

由圖6可知，在50km/h～110km/h，隨車速增加，振動水平整體呈現(xiàn)上升的趨勢。在50km/h～80km/h，振動增長趨勢緩慢；在80km/h到90km/h工況時(shí)，Z向及總加權(quán)加速度均方根值明顯增大，出現(xiàn)“凸點(diǎn)”；在90km/h～110km/h，振動增長趨勢稍微加?。辉?10km/h工況時(shí)，振動最為劇烈，人體感覺“很不舒適”。

因此，后面將以90km/h和110km/h作為問題工況，識別振動的主要傳遞路徑。

3.2 勻速90km/h主要傳遞路徑識別

圖7所示為90km/h駕駛員座椅導(dǎo)軌Z向振動加速度頻譜曲線，從圖中可以看出，振動峰值所在頻率為14Hz。

圖7 駕駛員座椅導(dǎo)軌Z向振動加速度頻譜

在Test.Lab中的Transfer Path Analysis模塊建立傳遞路徑分析模型，以駕駛員座椅導(dǎo)軌Z向振動為例，識別主要傳遞路徑，圖8所示為駕駛員座椅導(dǎo)軌Z向在14Hz的振動貢獻(xiàn)量圖。

圖8 駕駛員座椅導(dǎo)軌Z向在14Hz時(shí)的振動貢獻(xiàn)量

由圖8可知，駕駛員座椅導(dǎo)軌Z向在14Hz下的振動加速度為0.04g，而右懸置Y向、后懸置X向和左懸置Z向?qū)ζ湔駝迂暙I(xiàn)量分別為0.0095g、0.0085g和0.0012g，總計(jì)0.0192g，占總振動的50%，為主要傳遞路徑。

同理，X向和Y向振動的主要傳遞路徑也是右懸置Y向、后懸置X向和左懸置Z向。

圖9 激勵源處載荷

圖10 激勵源到駕駛員座椅導(dǎo)軌Z向傳遞函數(shù)

為了進(jìn)一步確定響應(yīng)端振動劇烈是激勵源載荷較大或者系統(tǒng)傳遞函數(shù)較大或者兩者共同作用導(dǎo)致，下面將激勵源處的載荷及激勵源到響應(yīng)點(diǎn)的傳遞函數(shù)進(jìn)行比較，如圖9和圖10所示。

從圖9和圖10可以看出，駕駛員座椅導(dǎo)軌處的振動主要集中于低頻段（100Hz以下），而激勵源到響應(yīng)端的傳遞函數(shù)在低頻段較小，激勵源處的載荷峰值在14Hz和85Hz，從而可以說明，響應(yīng)端振動劇烈是由于激勵源的載荷過大導(dǎo)致，這是根本原因，與系統(tǒng)的傳遞函數(shù)關(guān)系不大。

3.3 勻速110km/h主要傳遞路徑識別

同樣，得到110km/h的主要傳遞路徑為右懸置Y向、后懸置X向和左懸置Z向，且根本原因是其載荷過大導(dǎo)致。

4 動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化

由于原車已經(jīng)量產(chǎn)，加上改變懸置剛度易于實(shí)現(xiàn)，本文應(yīng)用Adams對懸置系統(tǒng)優(yōu)化。

4.1 懸置系統(tǒng)建模

利用多體動力學(xué)分析軟件Adams建立動力總成懸置系統(tǒng)的動力學(xué)模型如圖11所示，其中，懸置系統(tǒng)位置是相對于質(zhì)心坐標(biāo)系而言的，并且左懸置和右懸置為V型安裝，傾角為35°。

圖11 懸置系統(tǒng)Adams模型

4.2 原車技術(shù)狀況

表1所示為原車懸置的動剛度值，利用Adams軟件中Vibration模塊下的Vibration Analysis計(jì)算原系統(tǒng)的固有頻率和能量解耦率，計(jì)算結(jié)果列表2所示。

表1 原車懸置動剛度

表2 原車固有頻率及能量分布矩陣

從表2可知，從固有頻率來看，考慮到懸置元件的壽命問題，動力總成懸置系統(tǒng)的固有頻率不能太低，一般要求其頻率值高于5Hz，各方向固有頻率滿足要求，Z向和RZ向固有頻率接近，有可能產(chǎn)生共振；從解耦率來看，Z向和RX向解耦率較低，分別為47.25%和65.24%，應(yīng)該達(dá)到80%以上，Z向和RX向分別與RZ向耦合較為嚴(yán)重，其它方向之間也存在不同程度的耦合，各方向之間耦合嚴(yán)重也會加劇振動。

左懸置和右懸置動靜剛度比為1.41，后懸置動靜剛度比為1.32，根據(jù)表1可計(jì)算出各懸置靜剛度值，如表3所示，利用靜剛度計(jì)算得到的靜平衡時(shí)懸置的位移和受力如表4所示。

表3 原車懸置靜剛度

表4 原車靜平衡時(shí)懸置位移與受力

由表4可知，后懸置靜位移0.8mm，前懸置平均值為4.375mm，為了使動力總成優(yōu)化后的姿態(tài)盡量保持不變，應(yīng)保證動力總成懸置系統(tǒng)靜平衡時(shí)后懸置比前懸置少變形3.575mm。

4.3 懸置系統(tǒng)參數(shù)化優(yōu)化

參數(shù)化優(yōu)化就是將幾個(gè)懸置的剛度設(shè)置成變量，將能量解耦率設(shè)置成優(yōu)化目標(biāo)，通過變量的變化，找出具有最優(yōu)解耦率的一組剛度值。但是在采用參數(shù)化優(yōu)化的時(shí)候變量不宜選取太多，否則會有成百上千組優(yōu)化組合，仿真速度特別慢。表5所示為優(yōu)化后懸置的剛度值，優(yōu)化后的固有頻率及能量分布矩陣如表6所示。

表5 優(yōu)化后懸置動剛度

表6 優(yōu)化后的固有頻率及能量分布矩陣

由表6可知，除了X向和RZ向固有頻率間隔較小外，優(yōu)化后的固有頻率基本上滿足懸置頻率分布要求。Z向和RX向的能量解耦率分別由47.25%和65.24%提高到71.84%和93.04%，對于行駛狀態(tài)下，這兩個(gè)主要振動方向耦合程度降低，對于減小共振發(fā)生比較有利。

根據(jù)表5計(jì)算出各懸置靜剛度值（動靜剛度比與原車相同），如表7所示，利用靜剛度計(jì)算得到的靜平衡時(shí)懸置的位移和受力如表8所示。

表7 優(yōu)化后懸置靜剛度

表8 優(yōu)化后靜平衡時(shí)懸置位移與受力

由表8可知，后懸置靜位移0.67mm，前懸置平均值為4.945mm，前后懸置變形差為4.275mm。在工程上可認(rèn)為姿態(tài)不變。

4.4 優(yōu)化效果驗(yàn)證

為了驗(yàn)證懸置系統(tǒng)優(yōu)化的有效性，將優(yōu)化后駕駛員座椅導(dǎo)軌三向總加權(quán)加速度均方根值與試驗(yàn)測試結(jié)果對比，如圖12所示。

由圖中曲線可知，在勻速80km/h之后，振動得到有效的衰減，尤其是在90km/h和100km/h十分明顯；但在較低車速時(shí)，振動衰減不明顯，甚至有增加振動的趨勢，例如各測點(diǎn)在50km/h和60km/h下的振動?？傮w來說，對于前面所述的問題車速90km/h和110km/h，振動水平得到一定程度的降低。

5 結(jié)論

（1）本文以三個(gè)懸置各三個(gè)方向激勵作為輸入，以駕駛員座椅導(dǎo)軌三向振動作為響應(yīng)，建立九輸入三輸出的振動傳遞路徑分析模型。工況數(shù)據(jù)分析，確定了問題工況為90km/h和110km/h兩種勻速行駛工況，簡化了后續(xù)分析的工作量；

（2）其次，在Test.Lab中建立傳遞路徑分析模型，并進(jìn)行貢獻(xiàn)量分析，結(jié)果表明，主振源是右懸置車身側(cè)Y向、后懸置車身側(cè)X向和左懸置車身側(cè)Z向，將激勵源的載荷及激勵源到響應(yīng)點(diǎn)的傳遞函數(shù)進(jìn)行比較，結(jié)果表明，響應(yīng)點(diǎn)振動主要集中于低頻段，是由于激勵源處的載荷較大所致；

（3）最后，在Adams中建立了懸置系統(tǒng)六自由度動力學(xué)模型，并對懸置元件各向剛度進(jìn)行優(yōu)化，靜動平衡校核及極限工況校核驗(yàn)證優(yōu)化后懸置元件基本滿足變形要求，與原車試驗(yàn)振動水平比較驗(yàn)證優(yōu)化方案的有效性。

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Optimization of Engine Mount System Based on Transfer Path Analysis and Energy Decoupling

Zou Liang, Li Xiaojie, Gu Zhong, Wei Guoxin, Zhang Zunzhi
( Nanjing IVECO automobile co., LTD, Jiangsu Nanjing 210028 )

Aiming at the severly vibration of a light bus, this paper uses transfer path analysis method to identify the main mount transfer path，and the energy decoupling method is used to optimize the mount system to reduce the vibration in the vehicle. First of all, the vibration transfer path model with nine inputs and three outputs is established. Secondly, the working condition data and transfer function data are obtained through actual vehicle road test and indoor hammering test.Furthermore, the main vibration sources are identified by using TPA module in Test.Lab. Finally, the mount system’s dynamic model with six degrees freedom is established, and the stiffness of mount element in three directions are optimized to reduce the vibration level in the vehicle.

transfer path analysis; engine mount; main vibration source identification; transfer function; partial contribution

U467 文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A 文章編號：1671-7988 (2017)19-56-05

10.16638 /j.cnki.1671-7988.2017.19.020

鄒亮，就職于南京依維柯汽車有限公司。研究方向：汽車振動噪聲分析與控制。