客車發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)性能優(yōu)化設(shè)計(jì)

石添華

(廈門金龍旅行車有限公司， 福建 廈門 361021)

汽車整車NVH的優(yōu)化需通過各個(gè)相關(guān)系統(tǒng)全面提升，其中發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)隔振是重要環(huán)節(jié)之一。因此本文重點(diǎn)介紹某輕型客車發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)性能提升優(yōu)化方案[1]。

1 發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)隔振優(yōu)化

通過仿真分析可知，該客車發(fā)動(dòng)機(jī)原狀態(tài)懸置系統(tǒng)存在懸置解耦不佳、懸置支架動(dòng)剛度不足[2]的情況。

1.1 懸置解耦優(yōu)化

根據(jù)實(shí)車狀態(tài)把發(fā)動(dòng)機(jī)及變速器動(dòng)力總成安裝到試驗(yàn)臺(tái)架上，進(jìn)行動(dòng)力學(xué)參數(shù)測試，獲得質(zhì)心及轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等參數(shù)[3]：動(dòng)力總成總質(zhì)量為465.8 kg，質(zhì)心位置在X、Y、Z方向分別為101.29 mm、9.37 mm、84.97 mm。轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為IXX=19.574 kg·m2，IYY=65.079 kg·m2，IZZ=59.287 kg·m2，IXY=1.642 kg·m2，IYZ=-0.869 kg·m2，IXZ=11.371 kg·m2。

原狀態(tài)前懸置減振墊邵氏硬度為45 HRC，X向靜剛度110 N/mm，Y向靜剛度125 N/mm，Z向靜剛度700 N/mm；后懸置減振墊邵氏硬度為40HRC，X向靜剛度48 N/mm，Y向靜剛度54 N/mm，Z向靜剛度259 N/mm；前、后懸置支架安裝角度均為55°。

該車型采用的四缸發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)頻率較低(23 Hz)，而其懸置系統(tǒng)橫向轉(zhuǎn)動(dòng)頻率要求小于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)頻率的一半，能量分布最高頻率要求小于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)頻率的0.707倍；另外，由于路面激勵(lì)的影響(通常路面激勵(lì)集中在1～5 Hz)，發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)的最低階剛體頻率應(yīng)高于5 Hz，所以總體要求懸置系統(tǒng)的固有頻率在5～16.2 Hz。此外，還要約束懸置系統(tǒng)前六階能量分布頻率間隔大于1 Hz。

通過計(jì)算得到原懸置系統(tǒng)的解耦率數(shù)據(jù)見表1。其中，側(cè)傾RXX解耦率僅有46.16%，不滿足側(cè)傾RXX目標(biāo)設(shè)定85%以上的要求，其余方向(除縱向X和垂向Z外)的能量解耦目標(biāo)也不滿足85%[4-6]以上的設(shè)定目標(biāo)。

懸置解耦優(yōu)化目的是以頻率和解耦率為約束，得到最佳解耦率所對(duì)應(yīng)的軟墊剛度和支架安裝角度。設(shè)定優(yōu)化后的前后懸置軟墊的邵氏硬度仍為40HRC。根據(jù)以上頻率解耦率目標(biāo)優(yōu)化后得到的前懸置減振墊，X向靜剛度選擇71 N/mm，Y向靜剛度選擇63 N/mm，Z向靜剛度選擇400 N/mm；后懸置減振墊X向靜剛度選擇75 N/mm，Y向靜剛度選擇67 N/mm，Z向靜剛度選擇365 N/mm；前、后懸置支架安裝角度均為45°，安裝位置根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)預(yù)留螺栓孔位置確定。解耦仿真數(shù)據(jù)見表2，選擇綜合解耦率最高的組合，側(cè)傾RXX解耦率達(dá)到86.03%，垂向Z解耦率達(dá)到98.08%；縱向X、橫向Y、俯仰RYY和橫擺RZZ解耦率均高于我司標(biāo)準(zhǔn)80%，懸置解耦效果較好。

1.2 懸置支架動(dòng)剛度優(yōu)化

動(dòng)力總成隔振性能的優(yōu)劣不僅取決于隔振系統(tǒng)的阻尼和動(dòng)剛度，還與懸置軟墊支架的動(dòng)剛度息息相關(guān)。懸置軟墊相連的兩側(cè)各有一個(gè)支架，連接方式為車身側(cè)支架-懸置軟墊-發(fā)動(dòng)機(jī)側(cè)支架，三者串聯(lián)起來組成隔振系統(tǒng)的總剛度。通過1.1節(jié)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)和懸置軟墊進(jìn)行解耦優(yōu)化匹配后得到支架位置和角度，然后再進(jìn)一步優(yōu)化支架動(dòng)剛度[7-8]。理論上支架的動(dòng)剛度越大越好，但實(shí)際常受限于安裝位置、空間和成本的權(quán)衡，通常選取支架受力次要方向(X向)動(dòng)剛度參考值為5 000 N/mm，受力主要方向(Y向和Z向)動(dòng)剛度參考值為10 000 N/mm[9]，動(dòng)剛度參考值采用的是行業(yè)內(nèi)部經(jīng)驗(yàn)值，對(duì)所有汽車發(fā)動(dòng)機(jī)支架均適用。

原狀態(tài)支架結(jié)構(gòu)整體動(dòng)剛度不足，其中X向有較多頻率段動(dòng)剛度小于參考值5 000 N/mm，Z向和Y向動(dòng)剛度部分頻率段小于參考值10 000 N/mm。

通過仿真軟件進(jìn)行懸置支架優(yōu)化，根據(jù)支架動(dòng)剛度是否滿足參考值調(diào)整支架結(jié)構(gòu)，方法如下：①提高支架板件厚度；②增加斜撐和加強(qiáng)筋；③支架肋板增加螺栓；④優(yōu)化結(jié)構(gòu)。原狀態(tài)和優(yōu)化后的支架結(jié)構(gòu)及動(dòng)剛度曲線分別如圖1和圖2所示,圖2中曲線10 000 N/mm為參考曲線。

(a) 原狀態(tài)支架動(dòng)剛度曲線

通過結(jié)構(gòu)優(yōu)化，支架受力的主要方向動(dòng)剛度曲線基本大于參考值10 000 N/mm曲線，達(dá)到優(yōu)化目的。

2 實(shí)車隔振率測試

通過LMS模態(tài)測試系統(tǒng)測試懸置軟墊隔振前后的振動(dòng)值，分析其實(shí)際隔振性能。振動(dòng)X、Y、Z方向與整車的前后、左右、上下方向一致。振動(dòng)值采用振動(dòng)加速度表示，測量的頻率范圍為0～200 Hz。測點(diǎn)位置如圖3所示。

圖3 懸置測點(diǎn)位置

具體隔振率測試數(shù)據(jù)見表3和表4，測試工況為怠速關(guān)空調(diào)工況。懸置測點(diǎn)振動(dòng)主要方向?yàn)閅向和Z向，與發(fā)動(dòng)機(jī)往復(fù)運(yùn)動(dòng)的工作方式一致。動(dòng)力總成側(cè)的振動(dòng)加速度理想上越低越好，該發(fā)動(dòng)機(jī)控制在2.72～3.79 m/s2，屬于較好水平(業(yè)內(nèi)經(jīng)驗(yàn)值要求不大于5 m/s2)；車架側(cè)振動(dòng)加速度控制在0.25～0.33 m/s2，屬于很好的水平(業(yè)內(nèi)經(jīng)驗(yàn)值要求不大于1 m/s2)。X、Y、Z三個(gè)方向的隔振率都保持在較高水平。

表3 優(yōu)化前懸置系統(tǒng)隔振率實(shí)車數(shù)據(jù)

表4 優(yōu)化后懸置系統(tǒng)隔振率實(shí)車數(shù)據(jù)

通過動(dòng)力總成懸置解耦優(yōu)化匹配最佳的懸置軟墊剛度、通過懸置支架動(dòng)剛度仿真分析優(yōu)化和加強(qiáng)等措施提高整車的NVH性能，懸置隔振率從原狀態(tài)80%左右提升到90%左右，帶雙平衡發(fā)動(dòng)機(jī)本體振動(dòng)控制較好，懸置被動(dòng)端支架振動(dòng)屬于較好水平。通過升速試驗(yàn)，在全轉(zhuǎn)速曲線懸置軟墊隔振表現(xiàn)較好，被動(dòng)端振動(dòng)無異常突變[10-12]。開關(guān)空調(diào)狀態(tài)車內(nèi)座椅振動(dòng)、方向盤振動(dòng)主觀感受良好；后視鏡振動(dòng)正常，主觀感受無晃動(dòng)感。

3 結(jié) 論

根據(jù)該車型發(fā)動(dòng)機(jī)及懸置系統(tǒng)優(yōu)化方案得出如下結(jié)論：

1) 懸置系統(tǒng)隔振性能優(yōu)化可大幅度提升整車NVH性能，隔振率達(dá)85%以上。

2) 懸置解耦和支架動(dòng)剛度優(yōu)化，有助于整車NVH提升。

3) 通過CAE仿真分析及測試驗(yàn)證，可有效指導(dǎo)車輛的NVH設(shè)計(jì)。