于文尚， 楊彥三， 孟國慶， 錢亞男

(中通客車控股股份有限公司， 山東 聊城 252000)

發(fā)動機懸置系統(tǒng)設(shè)計的好壞直接影響到整車的舒適性能。公司開發(fā)的一款7 m 校車出現(xiàn)怠速共振的情況，具體表現(xiàn)為車內(nèi)座椅及方向盤等抖動嚴重。經(jīng)檢測，車輛未能通過公司QLCK JS218—2018《整車怠速振動測試方法及評價》標準，因此對該校車的懸置系統(tǒng)進行優(yōu)化設(shè)計。

1 現(xiàn)有懸置系統(tǒng)解耦計算

1.1 解耦及解耦率概念

懸置系統(tǒng)的設(shè)計目標是減少發(fā)動機的振動，這種振動在一定的頻率范圍內(nèi)與一定的發(fā)動機激勵耦合有關(guān)。在某一時間獲得一個激勵，例如曲軸扭矩的激勵，如果是一個自然頻率對應(yīng)一種純模態(tài)的一個激勵就更好。這樣有2個優(yōu)點：第一，需要關(guān)注的只是一個頻率，設(shè)計時可以遠離這個激勵頻率，如怠速頻率；第二，某些動力總成的自由轉(zhuǎn)角和振動頻率對整車的結(jié)構(gòu)很敏感，所以，如果受激勵的幾個動力總成的自由轉(zhuǎn)角和幾種頻率只用一個來代替，產(chǎn)生這種被稱作結(jié)構(gòu)敏感性的模型就是解耦[1]。

將懸置系統(tǒng)各階主振型的能量分布寫成矩陣，在矩陣中，百分比最大的廣義坐標方向為振型占優(yōu)方向，該廣義坐標上能量占系統(tǒng)總能量的比重就是對應(yīng)的各階的解耦率[2]。

1.2 現(xiàn)有懸置系統(tǒng)解耦情況

該車型匹配濰柴的WP3.7Q130E50發(fā)動機，綦江5S400變速器，動力總成采用四點懸置的布置方式，分別布置在發(fā)動機和變速器上。坐標系定義：規(guī)定坐標原點為飛輪殼外圓面的圓心，以飛輪端向自由端的指向為X軸正向，垂直向上為Z向,右手法則確定Y向(皮帶輪端看右側(cè)為Y正)。通過對各分總成的質(zhì)量及慣性參數(shù)進行合成計算，得到動力總成的有關(guān)參數(shù)見表1[3]。 經(jīng)測定，該動力總成的懸置點剛度見表2。

表1 動力總成質(zhì)量、慣性參數(shù)

表2 懸置點剛度 N/mm

根據(jù)以上參數(shù)建立整車動力系統(tǒng)模型，利用Adams軟件進行懸置系統(tǒng)的解耦計算，解耦計算結(jié)果見表3。表3中x、y、z分別表示動力總成沿X、Y、Z軸的平動，RXX、RYY、RZZ分別表示動力總成繞X、Y、Z軸的轉(zhuǎn)動。

表3 原狀態(tài)解耦結(jié)果

該車型匹配直列四缸發(fā)動機，怠速轉(zhuǎn)速為750 r/min，根據(jù)發(fā)動機點火脈沖頻率計算的公式f=N·n/30C=4×750/(30×4)=25 Hz[4]，可知該車怠速激振頻率為25 Hz。按照隔振要求，懸置系統(tǒng)的最大固有頻率應(yīng)小于怠速激振頻率的0.707倍，即小于17.65 Hz[5]。根據(jù)計算結(jié)果，原懸置系統(tǒng)的最大固有頻率22.19 Hz大于17.65 Hz，因此導(dǎo)致了懸置系統(tǒng)的隔振性能差。

發(fā)動機點火時，主要的剛體振型為垂向的平動和橫搖(繞曲軸中心的轉(zhuǎn)動)，動力總成的晃動也是由激勵源沿這兩個方向的不平衡力及轉(zhuǎn)矩造成的[6-7]。從計算結(jié)果來看，Z方向的解耦率只有63%，這個也是造成整車怠速共振的一個重要原因[8]。

1.3 評價標準

公司目前對整車怠速振動的測試方法及評價標準進行了規(guī)范，該標準從懸置系統(tǒng)的隔振率和車內(nèi)振動水平兩方面進行評價，車內(nèi)的振動評價又分駕駛員座椅、乘客區(qū)座椅、方向盤和車內(nèi)地板4個方面。評價標準分為A、B、C 3個檔，公司下線的車輛必須全部滿足B檔及以上標準才能出廠。

2 基于多目標的懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計及驗證

2.1 優(yōu)化設(shè)計

根據(jù)解耦計算結(jié)果及整車空間，選取變速器處懸置的布置角度和上下的位置為設(shè)計變量[8]。

根據(jù)前期的結(jié)果分析，設(shè)定動力總成的最高階固有頻率(小于17.65 Hz)和Z向及RXX的解耦率(都大于80%)為優(yōu)化設(shè)計目標。變速器懸置優(yōu)化設(shè)計前后對比示意圖如圖1所示。

(a) 優(yōu)化設(shè)計前 (b) 優(yōu)化設(shè)計后

優(yōu)化設(shè)計的結(jié)果為：變速器處懸置布置角度為45°，變速器處懸置點Z向坐標為25 mm。

根據(jù)優(yōu)化后的結(jié)果，重新對動力系統(tǒng)進行解耦計算。解耦結(jié)果顯示，動力總成的固有頻率為15.28 Hz，小于17.65 Hz，滿足隔振理論要求[9]。并且動力總成的Z向和RXX方向的解耦率都在80%左右，理論上，該車的動力總成懸置系統(tǒng)的設(shè)計滿足要求。對優(yōu)化后的動力總成懸置系統(tǒng)進行解耦計算，計算結(jié)果見表4。

表4 優(yōu)化后解耦計算結(jié)果

2.2 優(yōu)化后整車NVH性能測試

根據(jù)優(yōu)化設(shè)計的方案，對車輛進行整改之后，利用公司的測試設(shè)備對樣車進行NVH性能測試，最后測試結(jié)果滿足公司標準。優(yōu)化前后的振動水平和振動評價見表5。

表5 優(yōu)化前/后測試結(jié)果對比 m/s2

3 結(jié)束語

通過Adams仿真分析，得知前置校車動力總成的固有頻率太高以及Z方向的解耦率過低，從而導(dǎo)致了整車的怠速共振。根據(jù)整車的布置，通過優(yōu)化設(shè)計，對變速器處的懸置點角度和位置進行了更改，降低了整車的固有頻率，提高了Z方向的解耦率。對整改完成之后的車輛進行測試，測試結(jié)果滿足公司的評價標準。