張財智，柯馥，揭輝經(jīng)

基于能量解耦法的客車動力總成懸置隔振性能優(yōu)化

張財智，柯馥，揭輝經(jīng)

（廈門金龍旅行車有限公司，福建廈門361006）

針對某客車車身振動過大的問題，利用ADAMS對動力總成懸置系統(tǒng)進行解耦分析，得出車身振動過大的原因為動力總成懸置系統(tǒng)軟墊剛度值不匹配，導(dǎo)致系統(tǒng)在六個振動模態(tài)方向上的能量分布相互耦合，使振動加劇。通過優(yōu)化計算懸置軟墊在不同方向上的剛度值，使系統(tǒng)在不同方向上的振動能量解耦，從而提高懸置系統(tǒng)隔振率，達到減振的目的，并經(jīng)過測試驗證。

能量解耦；動力總成；懸置隔振；性能優(yōu)化

客車動力總成的懸置系統(tǒng)是連接車架與動力總成的定位及減振系統(tǒng)，由懸置軟墊和安裝支架構(gòu)成[1]。在懸置系統(tǒng)的設(shè)計中，軟墊剛度的選擇十分重要，剛度值低有利于隔離發(fā)動機振動，但過低又容易導(dǎo)致動力總成在運轉(zhuǎn)過程中有較大位移，與周圍零部件發(fā)生干涉，并影響整車平順性，而且會降低懸置軟墊的使用壽命。通過能量解耦法計算出動力總成各個固有頻率下各模態(tài)的振動能量百分比，從而指導(dǎo)設(shè)計師找出合適的軟墊剛度值，使動力總成各個固有頻率下模態(tài)解耦度得到提高，進而降低整車振動，同時保證軟墊的定位和壽命要求。

1 動力總成原懸置系統(tǒng)解耦計算

1.1 車身振動問題概述

某款11 m旅游客車在運行過程中存在車身振動過大的問題。怠速狀態(tài)下，方向盤、后視鏡和座椅的振動尤為明顯，且車內(nèi)噪聲較大，嚴(yán)重影響了此款車型的乘坐舒適性能。首先利用B&K測試系統(tǒng)測量并提取相關(guān)振動數(shù)據(jù)，以進行振動性能的量化評價。分別在發(fā)動機自由端和飛輪端左右4個懸置位置安裝8個三向加速度傳感器，讀取隔振軟墊上下方的振動加速度。測點位置

試驗結(jié)果顯示，怠速工況下各懸置軟墊的隔振率并不理想，各測點的合成加速度如表1第一列和第二列所示。從表中可以看出，有3個點的隔振率低于理想值（80%），而飛輪端左側(cè)懸置的隔振率最低，僅有11.87%。隔振率過低導(dǎo)致發(fā)動機的振動能量絕大多數(shù)通過懸置系統(tǒng)傳遞至車架和車身，從而使車廂內(nèi)部振動加劇。

1.2 動力總成模態(tài)能量解耦概述

動力總成可以視為剛體（其固有頻率一般在30 Hz以下，比系統(tǒng)作為彈性體的最低固有頻率60 Hz低很多[2]）。在低頻范圍內(nèi)動力總成有6個振動模態(tài)：前后、左右和上下3個方向上的移動模態(tài)和轉(zhuǎn)動模態(tài)，分別用X、Y、Z以及Rxx、Ryy、Rzz表示其模態(tài)方向（以上坐標(biāo)方向基于車身坐標(biāo)系）。如果這些模態(tài)是彼此獨立的，那么就可以把每個模態(tài)當(dāng)成單自由度系統(tǒng)來處理。這樣在處理一個模態(tài)的時候就不會影響另外一個模態(tài)。模態(tài)彼此獨立的情況也稱為模態(tài)解耦。但是，在實際工程中，要使得所有的模態(tài)完全解耦是不可能的。在某個頻率處，會同時有兩個或兩個以上的模態(tài)存在，即有兩種或者兩種以上的振動形態(tài)。這種模態(tài)并存的情況叫做模態(tài)耦合[3-4]。

每個模態(tài)都有一定能量，用Eij來表示，其中i表示第i個模態(tài)，i=1，2，...，6；j對應(yīng)頻率fj，j=1，2，...，6。在某個頻率fj下，所有模態(tài)能量之和為該頻率fj下的模態(tài)總能量，用Ej來表示：

對于頻率fj，單個模態(tài)能量與總模態(tài)能量的比值（即模態(tài)能量百分比）表明這個模態(tài)能量的強弱，用ξij表示如下：

在這個頻率下，如果一個模態(tài)能量占到總能量的98%就表明這個模態(tài)能量非常強。同時也表明此頻率下的運動是由這個模態(tài)主導(dǎo)的，說明該頻率下振動解耦程度非常高。這種分析評價方法就是“能量解耦法”[5]?？梢哉f，解耦程度的高低是評價動力裝置懸置軟墊設(shè)計好壞的一個重要指標(biāo)。隔振設(shè)計的一個目標(biāo)就是使得這6個模態(tài)盡可能解耦。需要說明的是，客車車身激勵主要來源于繞發(fā)動機曲軸的轉(zhuǎn)動（Rxx方向）和輪胎垂直方向上（Z方向）的跳動，更要盡可能減小這兩個模態(tài)方向的振動耦合程度[6]。

對于該目標(biāo)車型來說，由于發(fā)動機怠速狀態(tài)下的激勵頻率為35 Hz，所以動力總成系統(tǒng)的前六階模態(tài)頻率應(yīng)該小于同時最低階不能低于2.5 Hz，否則會與路面激勵頻率接近[9]。

1.3 原懸置系統(tǒng)解耦計算

此款客車動力總成系統(tǒng)包含發(fā)動機、離合器和變速器，采用四點懸置支撐，如圖3所示。利用多體動力學(xué)仿真軟件ADAMS建立剛體和懸置模型，計算系統(tǒng)的各階模態(tài)能量百分比，從而判斷動力總成系統(tǒng)的解耦程度。

在模型中輸入各部件的質(zhì)量、質(zhì)心位置以及部件繞質(zhì)心的轉(zhuǎn)動慣量和質(zhì)量積，通過合成計算可得到系統(tǒng)總質(zhì)量為980 kg，相對于發(fā)動機原點，質(zhì)心坐標(biāo)為（246.1，16.0，1 111.1）mm；再將質(zhì)心坐標(biāo)系作為轉(zhuǎn)動慣量參考坐標(biāo)系，進一步合成可得到動力總成的轉(zhuǎn)動慣量與慣性積[7]，慣性參數(shù)如表2所示。

在多體建模中，懸置軟墊可等效為3個正交方向上的剛度和阻尼，可用ADAMS中具有6個分量的彈簧結(jié)構(gòu)Bushing代替。建立前后4個懸置，一端與發(fā)動機相連，一端與車架（用Ground代替）相連。分別設(shè)置其剛度值，并調(diào)整至實際的安裝位置和角度。初始設(shè)計中，懸置軟墊剛度值如表3所示。其中，X為車身前后方向，Y為車身左右方向，Z為垂直方向。

建立系統(tǒng)動力學(xué)系統(tǒng)模型后，利用ADAMS/Vibration模塊計算，可得到系統(tǒng)各固有頻率下所對應(yīng)的各個振動模態(tài)能量百分比，把各頻率下所對應(yīng)的模態(tài)能量百分比最大的匯總，具體如表4所示?？梢钥闯觯瑢τ趯φ囌駝佑绊戄^大的Z方向和Rxx方向，Z方向所占振動能量百分比過低，僅有45%，此方向的解耦程度不高。

2 懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計及驗證

從仿真結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)，原懸置軟墊的剛度值匹配并不理想，導(dǎo)致懸置系統(tǒng)在主要振動方向上的解耦程度不高。自由端懸置安裝于客車尾部，離主慣性軸的距離較遠，由曲軸扭轉(zhuǎn)振動引起的振幅較大，為保持一定的扭轉(zhuǎn)自振頻率和變形能力，宜采用較小剛度的軟墊。飛輪端懸置離動力總成重心較近，承受發(fā)動機和變速器的大部分重量，同時，由于飛輪端處于發(fā)動機動力輸出端，受傳動系統(tǒng)不平衡力的嚴(yán)重干擾和外端軸向力的沖擊，需要有較好的定位功能，因此，飛輪端宜采用較大剛度的懸置軟墊。而此次分析的客車采用的懸置軟墊則是自由端懸置硬，飛輪端懸置軟，不利于提高系統(tǒng)的隔振率。

由于動力總成系統(tǒng)懸置安裝位置不便改動，此次分析僅通過優(yōu)化懸置軟墊剛度值，來提高各個振動模態(tài)在各階主振動中的模態(tài)能量百分比，進而提高解耦程度。在優(yōu)化計算中，以動力總成各固有頻率所對應(yīng)的各個固有模態(tài)能量百分比為目標(biāo)變量，將軟墊剛度值定義為設(shè)計變量設(shè)定其優(yōu)化范圍，進行優(yōu)化迭代計算。詳細(xì)變量定義如表5所示。根據(jù)前面的分析，首先將飛輪端懸置Z向垂直剛度初始值提高至1 500 N/mm，自由端懸置Z向剛度初始值降低至1 000 N/mm，變化范圍為±15%，進行首次優(yōu)化計算，得出第一組優(yōu)化結(jié)果。如果最優(yōu)值在設(shè)定的范圍之外，則將第一組優(yōu)化結(jié)果作為初始剛度值，進行下一輪優(yōu)化，逐輪計算逼近最優(yōu)目標(biāo)值。

在ADAMS/Design Exploration模塊中，按照上述定義建立各個變量，并參照之前仿真所得的各階模態(tài)振型方向，將目標(biāo)變量與各階主振型方向的模態(tài)能量百分比關(guān)聯(lián)。在Design Evaluation中設(shè)置變量分步，進行優(yōu)化迭代計算。由于設(shè)計變量數(shù)量較多，可設(shè)置較小的分步數(shù)，得出一組新的剛度值，再基于這組剛度值進行下一步優(yōu)化。最終優(yōu)化結(jié)果如表6所示。

采用優(yōu)化后的軟墊剛度值重新進行懸置系統(tǒng)的解耦計算，得到結(jié)果如表7所示。

從表7中可以看出，采用優(yōu)化設(shè)計后的懸置軟墊，可以提升系統(tǒng)在各振動方向上的能量百分比，Z方向和Rxx方向上的數(shù)值分別達到81.46%和91.98%，大大提高解耦程度。

按照表6的優(yōu)化結(jié)果生產(chǎn)新的發(fā)動機懸置軟墊，安裝于此款旅游客車上后再次測量怠速狀態(tài)下各測點加速度，振動數(shù)據(jù)如表8所示。從表8中可以看出，各點的隔振率相比優(yōu)化前均有較大的提高。除自由端左側(cè)，其它各點均達到80%左右。當(dāng)轉(zhuǎn)速升高時，發(fā)動機激勵頻率相應(yīng)提高，理論上能更好地避開動力總成系統(tǒng)前六階模態(tài)頻率從而減小共振。實際路試過程中，各速度段和加速過程中的乘坐體驗也比之前有很大改善。

3 結(jié)束語

本文利用能量解耦法理論和ADAMS的仿真分析，得出了此款旅游客車振動過大的原因為懸置軟墊剛度值不匹配，系統(tǒng)主要模態(tài)能量分布比較低，懸置系統(tǒng)的解耦度設(shè)計過低。通過優(yōu)化改進，為動力總成系統(tǒng)設(shè)計出合適的軟墊剛度值，提高了系統(tǒng)的解耦度。實車安裝測試的結(jié)果顯示，改進后的懸置系統(tǒng)隔振率有明顯的提高，通過實車體驗，乘客的乘坐舒適度也有很大改善。

[1]張健.輕型客車動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計與研究[D].武漢：武漢科技大學(xué)，2013.

[2]楊勝，孔剛.基于ADAMS的客車懸置系統(tǒng)隔振性能分析及優(yōu)化設(shè)計[J].客車技術(shù)與研究，2013，35（5）：5-7.

[3]龐劍，湛剛，何華.汽車噪聲與振動[M].北京：北京理工大學(xué)出版社，2006.6.

[4]時培成，李文江，丁芳.基于振動傳遞率和能量解耦的懸置系統(tǒng)優(yōu)化[J].成組技術(shù)與生產(chǎn)現(xiàn)代化，2009，26（2）：17-21.

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[9]郭衛(wèi)東，李守忠，馬璐.ADAMS2013應(yīng)用實例精解教程[M].北京：機械工業(yè)出版社，2015.

修改稿日期：2016-12-06

Optimization for Bus Powertrain Mounting System Performance Based on Energy Decoupling Method

ZhangCaizhi,Ke Fu,Jie Huijing
（Xiamen Golden Dragon Bus Co.,Ltd,Xiamen 361006,China)

To solve the intense vibration problem of a bus body,the authors use ADAMS to analyze the energy decouplingofthe powertrain mountingsystem.The analysis indicates that the serious vibration is caused bymismatch of the stiffness value of the powertrain mounting system to lead to the system's mutual coupling of six directions'vibration modes energyand make the vibration intensified.Byoptimizingthe rubber stiffness values in different directions, the six directions'vibration energy can be decoupled from each other,thereby the vibrating isolation rate of the mountingsystemcan be increased.Through this method,the vehicle vibration can be significantlyweakened,which is validated bythe test results.

energydecoupling;powertrain;vibration isolation ofmountingsystem;performance optimization

U463.33；O328

B

1006-3331（2017）02-0019-03

張財智（1985-），男，碩士；工程師；主要從事客車結(jié)構(gòu)強度分析與NVH仿真研究工作。