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      某商用車(chē)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)隔振性能優(yōu)化

      2022-02-16 08:58:50王康沈保山游專(zhuān)
      汽車(chē)零部件 2022年1期
      關(guān)鍵詞:六階幅值動(dòng)力

      王康,沈保山,游專(zhuān)

      (無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院汽車(chē)與交通學(xué)院,江蘇無(wú)錫 214000)

      0 引言

      隨著經(jīng)濟(jì)的發(fā)展,客戶(hù)購(gòu)買(mǎi)車(chē)輛時(shí),不再僅僅考慮其使用經(jīng)濟(jì)性、可靠性及購(gòu)買(mǎi)成本,對(duì)于車(chē)輛乘坐舒適性的要求越來(lái)越高。振動(dòng)一方面會(huì)通過(guò)車(chē)架傳遞到車(chē)身內(nèi),使乘客產(chǎn)生疲勞感,影響駕乘舒適性;另一方面還會(huì)影響汽車(chē)的操作性、行車(chē)安全性和零部件的使用壽命。因此,提升汽車(chē)的噪聲、振動(dòng)與聲振粗糙度(noise、vibration、harshness,NVH)性能,對(duì)于提高車(chē)輛的綜合性能具有重要意義。

      汽車(chē)動(dòng)力總成懸置除具備支撐動(dòng)力總成質(zhì)量、避免動(dòng)力總成與周邊附件發(fā)生干涉的功能外,還起到隔離動(dòng)力總成及地面激勵(lì)振動(dòng)傳遞、提升整車(chē)NVH性能的作用。因橡膠懸置具有較高的性?xún)r(jià)比,被廣泛地應(yīng)用于商用車(chē)領(lǐng)域。

      考慮到成本及庫(kù)存等問(wèn)題,文中重點(diǎn)對(duì)后懸置軟墊3個(gè)方向的剛度進(jìn)行了優(yōu)化,并對(duì)剛度優(yōu)化前、后的懸置系統(tǒng)的隔振性能進(jìn)行了理論計(jì)算。

      1 懸置系統(tǒng)計(jì)算模型

      因動(dòng)力總成彈性體的剛度較大,其模態(tài)頻率較高,且懸置支撐側(cè)的動(dòng)剛度通常要求是懸置軟墊剛度的10倍以上,其振動(dòng)較小,所以一般將懸置系統(tǒng)簡(jiǎn)化為一個(gè)無(wú)阻尼、空間六自由度的振動(dòng)系統(tǒng)。懸置系統(tǒng)計(jì)算模型如圖1所示,其振動(dòng)特性與動(dòng)力總成的質(zhì)量、質(zhì)心、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量及懸置軟墊各向剛度、支撐位置相關(guān)。

      圖1 懸置系統(tǒng)計(jì)算模型

      2 懸置系統(tǒng)隔振原理

      動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的隔振包括兩個(gè)方面:一是消極隔振,即減少由于路面不平產(chǎn)生的底盤(pán)對(duì)動(dòng)力總成的沖擊;二是積極隔振,即減少動(dòng)力總成對(duì)底盤(pán)的沖擊。發(fā)動(dòng)機(jī)隔振原理簡(jiǎn)圖如圖2所示。

      圖2 發(fā)動(dòng)機(jī)隔振原理簡(jiǎn)圖

      在不考慮彈簧質(zhì)量時(shí),動(dòng)力總成豎向激振力為:

      =sin=ej。

      (1)

      則系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)微分方程為:

      (2)

      則,在作用下產(chǎn)生的動(dòng)力總成豎向位移幅值為:

      (3)

      傳遞到基礎(chǔ)上的傳遞力為:

      (4)

      其幅值為:

      (5)

      傳遞力的幅值與激振力的幅值之比稱(chēng)為傳遞率,其計(jì)算公式為:

      (6)

      由式(6)可得不同阻尼比下,不同頻率比對(duì)傳遞率的影響,如圖3所示。由圖可知,使激振頻率與懸置系統(tǒng)固有頻率的比值處于合理位置降低振動(dòng)傳遞率可有效實(shí)現(xiàn)減振作用。

      圖3 頻率比-傳遞率變化曲線(xiàn)

      3 懸置系統(tǒng)計(jì)算準(zhǔn)備

      3.1 懸置參數(shù)

      文中動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)為三點(diǎn)(前二后一)支撐,前部左、右懸置對(duì)稱(chēng)分布,其支撐面與水平面之間的夾角為45°;后懸置與水平面夾角為0°。懸置本身坐標(biāo)、、分別與整車(chē)坐標(biāo)系、、對(duì)應(yīng),其主軸方向的剛度見(jiàn)表1。

      表1 懸置各主軸剛度 單位:N/mm

      3.2 動(dòng)力總成參數(shù)獲取

      動(dòng)力總成的質(zhì)量、質(zhì)心、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等參數(shù)對(duì)橡膠懸置設(shè)計(jì)至關(guān)重要,需要較為準(zhǔn)確的數(shù)值。文中利用某公司生產(chǎn)的慣性參數(shù)測(cè)試臺(tái)對(duì)其進(jìn)行了測(cè)試,如圖4所示,慣性參數(shù)見(jiàn)表2。

      圖4 慣性參數(shù)測(cè)試臺(tái)

      表2 動(dòng)力總成慣性參數(shù)

      4 懸置系統(tǒng)隔振性能計(jì)算及優(yōu)化

      4.1 原懸置系統(tǒng)解耦計(jì)算

      根據(jù)上述參數(shù),以動(dòng)倍率1.4確定懸置動(dòng)剛度后,使用MATLAB程序進(jìn)行系統(tǒng)解耦計(jì)算,所得結(jié)果見(jiàn)表3。

      表3 前六階頻率和解耦率

      由計(jì)算結(jié)果可以看出,該懸置系統(tǒng)的第三至第六階中,相鄰兩階的頻率間隔小于1 Hz,并且各階解耦率均低于75%,各階模態(tài)間關(guān)聯(lián)較大,且實(shí)際隔振效果也不理想,存在優(yōu)化空間。

      4.2 后懸置剛度優(yōu)化

      考慮到零部件庫(kù)存和通用性的問(wèn)題,文中只選取后懸置3個(gè)方向的剛度作為優(yōu)化變量,在改動(dòng)量最小的情況下,提升系統(tǒng)的隔振性能。

      參考其他車(chē)型懸置剛度,將、、方向的優(yōu)化空間均設(shè)定為[100,700]N/mm,頻率范圍設(shè)定為[5,17.5]Hz,同時(shí)約束前六階解耦率大于80%。以各個(gè)方向上的解耦率加權(quán)和最大化作為目標(biāo)值,對(duì)后懸置剛度進(jìn)行優(yōu)化匹配。

      由MATLAB多目標(biāo)優(yōu)化程序得到后懸置的理論動(dòng)剛度值,圓整后的動(dòng)剛度值分別為150、350、600 N/mm。

      4.3 優(yōu)化后懸置系統(tǒng)解耦計(jì)算

      將優(yōu)化后的動(dòng)剛度值代入懸置系統(tǒng),并進(jìn)行隔振性能計(jì)算,計(jì)算結(jié)果見(jiàn)表4。

      表4 優(yōu)化后方案的固有頻率和解耦率

      由表4可知,前六階解耦率均大于80%,各方向的頻率間隔均大于1 Hz,基本滿(mǎn)足頻率分離和解耦要求。

      5 結(jié)束語(yǔ)

      文中首先計(jì)算了現(xiàn)有動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的固有頻率和解耦,對(duì)計(jì)算結(jié)果進(jìn)行判斷后,使用MATLAB多目標(biāo)優(yōu)化方法對(duì)后懸置剛度進(jìn)行了優(yōu)化計(jì)算,獲得了后懸置優(yōu)化剛度值,最后對(duì)優(yōu)化后懸置系統(tǒng)的隔振性能進(jìn)行了理論計(jì)算驗(yàn)證,為懸置系統(tǒng)隔振性能提升提供了理論支持。

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