1 前言

    動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的怠速工況隔振設(shè)計(jì)是一項(xiàng)復(fù)雜的系統(tǒng)優(yōu)化問(wèn)題。在汽車(chē)設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)中，合理地設(shè)計(jì)懸置系統(tǒng)，可以降低動(dòng)力總成激勵(lì)產(chǎn)生的振動(dòng)傳遞到車(chē)架和車(chē)身，提高乘坐舒適性和降低振動(dòng)噪聲，提高汽車(chē)產(chǎn)品品質(zhì)和競(jìng)爭(zhēng)力。理想的懸置系統(tǒng)應(yīng)可以將動(dòng)力總成自身產(chǎn)生的振動(dòng)與車(chē)架結(jié)構(gòu)相隔離。它必須在汽車(chē)突然加速、制動(dòng)、轉(zhuǎn)向等非穩(wěn)態(tài)干擾時(shí)，有效限制發(fā)動(dòng)機(jī)的過(guò)分彈跳和過(guò)大的位移。從隔振理論可知，理想的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)應(yīng)在低頻范圍有較大的剛度和阻尼，而在高頻范圍有較低的動(dòng)剛度。

    目前國(guó)內(nèi)外主要通過(guò)兩種途徑來(lái)改善動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的性能。其一是使動(dòng)力總成懸置自身的動(dòng)態(tài)性能接近最佳狀態(tài)，另一種是應(yīng)用振動(dòng)理論對(duì)傳統(tǒng)橡膠墊的剛度、位置及傾角等參數(shù)應(yīng)用計(jì)算機(jī)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。針對(duì)工程試驗(yàn)中反映的某輕卡怠速隔振效果不佳的問(wèn)題，基于解耦的能量法，我們應(yīng)用大型商業(yè)軟件一一機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)態(tài)分析軟件ADAMS對(duì)懸置進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

2 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的建模

2.1懸置系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程的建立

    動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的固有頻率一般在5～30Hz之間，其固有頻率遠(yuǎn)低于動(dòng)力總成的彈性模態(tài)，可以系統(tǒng)低頻隔振分析為主要目標(biāo)的設(shè)計(jì)過(guò)程中，將動(dòng)力總成視為剛體，懸置元件簡(jiǎn)化為三向正交的彈性阻尼元件。動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)構(gòu)成了質(zhì)量、剛度的振動(dòng)系統(tǒng)，在無(wú)外力作用情況下，可得發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)六自由度自由振動(dòng)的運(yùn)動(dòng)方程式為：

公式一 發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)六自由度自由振動(dòng)的運(yùn)動(dòng)方程式

    式中：M為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣；q"為系統(tǒng)的廣義加速度向量；C為系統(tǒng)的阻尼矩陣；q'為系統(tǒng)的廣義速度向量；K為系統(tǒng)的剛度矩陣；q為系統(tǒng)廣義位移向量。

    由于懸置塊的阻尼不大，其主要作用是降低共振峰值，在小振幅振動(dòng)作用下，可以在分析系統(tǒng)自由振動(dòng)時(shí)略去阻尼，系統(tǒng)的振動(dòng)微分方程為：

公式二 系統(tǒng)的振動(dòng)微分方程

公式三 微分方程式的同步運(yùn)動(dòng)解

    其中：A為振幅；ω為固有頻率；ψ為相位。

    將(3)代入(2)，方程存在非零解的條件是：

公式四 求解發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)固有頻率的一般方程式

    (4)即為求解發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)固有頻率的一般方程式，其解值ω即為各項(xiàng)固有頻率值。

2.2模型描述

    已知該輕卡動(dòng)力總成位置、質(zhì)量慣量參數(shù)及改進(jìn)前后橡膠懸置的剛度參數(shù)見(jiàn)下表：

表1 動(dòng)力總成質(zhì)量慣量參數(shù)

表2 動(dòng)力總成懸置坐標(biāo)（發(fā)動(dòng)機(jī)質(zhì)心坐標(biāo)系）

    設(shè)定動(dòng)力總成系統(tǒng)坐標(biāo)系：定坐標(biāo)系為Go-XYZ，原點(diǎn)Go取在動(dòng)力總成的質(zhì)心處，X軸平行于曲軸軸線，指向發(fā)動(dòng)機(jī)前方；Z軸平行于活塞缸軸線向上；Y軸按右手定則確定。動(dòng)坐標(biāo)系G-xyz原點(diǎn)G固結(jié)在動(dòng)力總成質(zhì)心處，靜平衡時(shí)，動(dòng)、定坐標(biāo)系重合。廣義坐標(biāo)為動(dòng)力總成質(zhì)心沿X，Y，Z三向的平移x，y，z及繞x，y，z軸的轉(zhuǎn)角θx，θy，θz。對(duì)橡膠墊認(rèn)為在正常工況下彈性是線性的，所有的懸置支架均視為剛體，與車(chē)架相連接的部分固接于地而上，于是得到如下的ADAMS模型（見(jiàn)圖1）。

圖1 四點(diǎn)懸置模型

3 解耦分析及優(yōu)化設(shè)計(jì)

3.1目標(biāo)函數(shù)的確定

    懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)目標(biāo)是實(shí)現(xiàn)整個(gè)系統(tǒng)6個(gè)方向的振動(dòng)全部或者部分解耦。通常動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的6個(gè)剛體模態(tài)之間存在比較嚴(yán)重的耦合作用，即耦合振動(dòng)中的某一模態(tài)受到激勵(lì)的同時(shí)，其它模態(tài)振動(dòng)也受到激發(fā)。這使系統(tǒng)的激振頻帶加寬，給隔振和頻率配置帶來(lái)困難。根據(jù)系統(tǒng)總的能量矩陣及每個(gè)廣義坐標(biāo)所分配到的能量可以得到每階固有頻率下每一方向的能量解耦率，因此通過(guò)解耦率方程表達(dá)式可以看出，懸置系統(tǒng)的位置、方向角度及剛度都對(duì)解耦率有影響。本案例即以每個(gè)方向的能量分布為目標(biāo)函數(shù)。

3.2設(shè)計(jì)變量及約束條件

    由于整車(chē)布置的限制，動(dòng)力總成懸置相對(duì)車(chē)架的位置和角度不能改動(dòng)，那么最具可行性的就是對(duì)懸置彈性元件的剛度就是優(yōu)化。這也顯示出懸置設(shè)計(jì)在車(chē)輛性能開(kāi)發(fā)早期就應(yīng)該充分的考慮。

3.3優(yōu)化結(jié)果分析

    對(duì)模型中各元件賦值后，利用ADAMS的振動(dòng)分析求解器vibration，很方便地求出系統(tǒng)的六階頻率及各階頻率中的能量分布。由于該輕卡是四缸四沖程柴油發(fā)動(dòng)機(jī)，在怠速時(shí)的穩(wěn)定轉(zhuǎn)速750r/min，故可算出發(fā)動(dòng)機(jī)怠速的激振頻率為25Hz。根據(jù)隔振理論，懸置系統(tǒng)的最高頻率不得超過(guò)激振頻率的0.707倍，即17.6Hz。又由于底盤(pán)系統(tǒng)及路面激振頻率的影響，懸置系統(tǒng)的最小頻率應(yīng)高于3Hz。由此可見(jiàn)，懸置系統(tǒng)各階頻率分布合理。又由于來(lái)自發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)主要有垂直方向和繞曲軸軸線旋轉(zhuǎn)方向兩種，因此應(yīng)盡量使這兩個(gè)方向的振動(dòng)耦合程度減少，由表4可見(jiàn)，Ox方向的能量分布百分比僅為51.86%，z方向的能量分布百分比也僅為52.96%，兩方向解耦程度都不高，因此懸置系統(tǒng)在解耦度上還不合理，需要進(jìn)行改進(jìn)。通過(guò)懸置剛度優(yōu)化，系統(tǒng)在保持頻率合理分布的同時(shí)，解耦度有了明顯提高（見(jiàn)表6）。

表3 動(dòng)力總成懸置初始線剛度

表4 優(yōu)化前系統(tǒng)自振頻率和能量分布

表5 動(dòng)力總成懸置優(yōu)化后線剛度

表6 優(yōu)化后系統(tǒng)自振頻率及能量分布

四 結(jié)論

    動(dòng)力總成是汽車(chē)的重要激勵(lì)源，通過(guò)某輕卡怠速共振的工程問(wèn)題，通過(guò)對(duì)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)建模，結(jié)合懸置系統(tǒng)振動(dòng)解耦理論和固有頻率匹配理論研究了其能量解耦特性，利用ADAMS軟件，在能量解耦理論基礎(chǔ)上對(duì)動(dòng)力總成懸置主剛度進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)。結(jié)果表明，優(yōu)化后的剛度值提高了動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的主振動(dòng)解耦率，有效地降低了該卡車(chē)動(dòng)力總成的振動(dòng)，改善了整車(chē)的NVH特性。

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