路面激励下的6700客车动力总成悬置系统性能分析

赵 虎 ，毛世伟 ，辛加运 ，汪 洋 ， 王 浩

（1.江淮汽车股份有限公司技术中心，合肥 230022，2.合肥工业大学 机械与汽车工程学院，合肥 230009）

某乘用车在样车测试中发现发动机低速行驶时振动较大，经分析与发动机悬置系统匹配有关，为此对该车型动力总成悬置系统性能进行分析，以明确问题的原因。

汽车动力总成悬置的性能分析工作已经开展多年，尤其是自上世纪80年代以来，通过许多学者的研究积累，逐渐形成了以移频、解耦和降低动反力为主的基本设计理念，对于指导企业进行动力总成悬置系统的匹配分析起到了积极的作用。在以往动力总成悬置系统的设计、匹配、优化中，大多数工作是基于动力总成自身刚体运动的6自由度模型开展的，主要考察从动力总成到车架的振动传递特性［1］。这样的处理方式对于动力总成悬置系统性能的分析评估还有一定的局限性：未能对路面激励下动力总成悬置系统的隔振性能进行评价。考虑到汽车是一个复杂的多体动力学系统，各部件在低频路面激励下的动力学行为，对悬置系统可能产生较大的影响。

本文以某6700客车动力总成悬置系统为研究对象，对路面激励下的动力总成悬置系统性能进行了分析，根据分析结论提出了悬置系统的改进建议，为进一步改善整车NVH性能提供了依据。

1 动力总成模型的建立

考虑到动力总成悬置系统的固有频率一般不高于20 Hz，远小于动力总成自身结构模态频率，因此可以将动力总成和车架分别定义为刚体。结合整车平顺性7自由度模型，建立该款车型13自由度整车虚拟样机模型［2］，如图 1 所示。

对该模型说明如下：

（1）动力总成使用 3点悬置（前 2后 1），通过BUSHING定义与车架之间的约束，悬置件简化为3个主轴方向的刚度和阻尼。

（2）整车简化为车身质量和非簧载质量，悬架具有线性刚度和阻尼特性，用SPRING定义。非簧载质量和地面之间的轮胎动态特性用BUSHING定义。

（3）车身具有Z向平动，绕X轴的侧倾运动，绕Y轴的俯仰运动3个自由度，每个车轮有一个Z向平动自由度，使用Zfl代表左前轮的Z向运动。

2 整车振动模态及频率响应特性

该车型发动机是四缸四冲程，怠速为750 rpm。此时Z向二阶往复惯性力频率为25 Hz；通常悬架系统的偏频在1 Hz左右，车身共振频率为1～1.5 Hz［3］，因此，为了获得良好的隔振效果，动力总成悬置系统固有频率一般配置在3～18 Hz之间较为合适，并尽可能提高沿Z向平动和绕X轴转动方向的解耦率［4、5］。对整车系统进行模态分析，分析结果如表1。

表1 整车系统模态分析结果

从表中可以看出，动力总成和车架之间的运动耦合主要体现在第1阶模态（1.114 Hz）和第13阶模态（10.85Hz）。当第1阶模态被激发时，由于车架和动力总成沿Z方向的运动耦合，车架向动力总成的振动传递较大，容易引起动力总成出现较大的振动。第13阶模态为动力总成沿Z向振动的主模态，如果该阶模态被激发，动力总成的振动能量向车架的传递较大，隔振效果变差。在动力总成悬置的设计中，应着重考虑解除该阶模态中动力总成和车架沿Z向的运动耦合。另外，动力总成子系统中，绕Y轴（第7阶）与沿Z向（第13阶）的耦合较大。考虑到动力总成二阶惯性力沿Z向作用，应尽可能提高这两个方向的解耦率以降低沿Z向模态被激发的概率。动力总成绕Z轴（第4阶）与绕X轴方向（第8阶）的耦合也较为严重，由于低速下发动机驱动反作用转矩是动力总成悬置系统的主要激励之一，考虑到该激励的方向也为绕X轴，应提高这两方向上的能量解耦率。

为了进一步考察动力总成主动隔振性能，应用幅值为1的谐波激励对其进行1～50Hz扫频，得到车架质心加速度和右悬置主、被动支点沿Z向加速度频率响应特性，如图2、图3所示。可以看出在1.114Hz、10.8Hz分别对应着整车第1阶模态和第13阶模态，由于动力总成子系统中，沿Z向和绕Y向的运动耦合，在8.7Hz的激励下第7阶模态也被激发。

3 路面随机激励下动力总成的响应特性

3.1 路面高程随机序列的构建

以B级路面为例，对路面高程随机序列的构建过程简述如下：

标准的B级路面谱空间频率为0.011 m-1

式中： n0为参考空间频率，n0=0.1 m-1，Gq（n0）为参考空间频率 n0下的路面不平度系数，Gq（n0）=64×10-6m3，f=nu，频率区间为 0.11 Hz

对B 级路面功率谱应用谐波叠加法［7、8］，得到的路面高程随机序列及相应的功率谱如图4、图5所示。

3.2 悬置系统对B级路面激励的响应特性

动力总成沿Z向位移的大小，从一个侧面体现了悬置件的隔振性能。一般来说，橡胶块的径向刚度大，在随机路面和发动机的激励下动力总成的位移就小，但是双向传递的动反力变大，力传递率高，隔振效果不明显；反之则动力总成的相对位移过大，橡胶块变形大，振动过程中容易和发动机舱其他部件干涉。所以在在隔振设计中，应对动力总成的位移大小进行合理的控制。通常动力总成沿着Z向动态位移量不超过5mm，沿X、Y方向的位移尽量不超过3 mm［9］。在 B 级路面激励下，车速为 10m/s时，动力总成质心沿Z向位移响应的时间历程及其功率谱，如图6，图7所示。

由于路面的随机激励和汽车的振动响应均为服从高斯分布的随机过程，因此在路面随机激励下，动力总成质心的位移量也为服从高斯分布的随机信号。这样，通过该振动信号的均值和均方根值就可以获得动力总成质心响应量的概率分布［10］。

计算可得，动力总成质心位移的均值与均方根值分别为mz=-0.00013mm，δz=0.1038mm。由于该随机过程服从高斯分布，动力总成质心位移小于3δz=0.3114 mm的概率为99.7%，即动力总成质心Z向位移穿越±0.3114mm的概率仅为0.3%［6］。由于动力总成位移较小，可以预测动力总成的刚度较高，力的传递率比较大。由图7可以看出，动力总成振动的能量主要集中于第1阶模态（1.1 Hz）和第13阶模态（10.8 Hz）。

图8、图9为采用车速为10 m/s下的B级路面功率谱模型，应用谱分析在ADAMS中获得的动力总成悬置系统对路面激励下的频域响应特性［11］。 可以看出，在 8.6 Hz、10.3 Hz 左右路面激励到动力总成的位移传递率较大，隔振性能降低。图9可以看出，随着频率的增加，路面不平度降低，动力总成振动减弱，但是在1.23 Hz、8.8 Hz、10.8 Hz左右却出现了峰值，进一步印证了模态分析的结果。

4 结 论

对某6700客车在发动机激励和路面随机激励下的时域、频域响应特性进行了分析，探讨了其动力总成悬置系统的正、反向隔振特性。结果表明，该乘用车低速振动较大的原因是：悬置子系统和车身子系统在Z方向的振动上存在模态耦合，导致发动机振动向车身传递过大。另一方面，动力总成悬置子系统中沿Z向和绕Y轴方向的运动耦合增加了动力总成沿Z向模态被激发的概率。为降低该乘用车的低频振动，建议解除车架和悬置子系统在Z向的运动耦合，对悬置子系统的绕Y方向和Z向的解耦率也应进一步的提高。

［1］方锡邦，陈树勇，张文炬.轿车动力总成悬置系统隔振性能的仿真研究 ［J］.合肥工业大学学报， 2003， 26（2）:236-241.

［2］王峰，靳永军.基于整车模型的动力总成悬置振动仿真及优化［J］.振动与冲击， 2008， 27（4）:134-138.

［3］喻凡，林逸.汽车系统动力学 ［M］.北京:机械工业出版社，2005:171-189.

［4］师汉民.机械振动系统─分析·测试·建模·对策 ［M］.武汉:华中科技大学出版社，2004:233-259.

［5］韦海燕，何仁，徐凌.发动机悬置软垫刚度为汽车舒适性的影响分析［J］.农业机械学报， 2007， 38（10）：28-30.

［6］余志生.汽车理论 ［M］.北京：机械工业出版社，2006:205-220.

［7］常志权，罗虹，褚志刚，邓兆祥.谐波叠加路面输入模型的建立及数字模拟 ［J］.重庆大学学报， 2004， 27（12）:5-8.

［8］卢剑伟，陈解，王其东.平顺性仿真驱动的板簧承载式悬架参数优化［J］.系统仿真学报， 2007， 19（21）:5025-5029.

［9］上官文斌，黄天平，许驰等.汽车动力总成悬置系统振动控制设计计算方法研究［J］.振动工程学报，2007， 20（6）:577-583.

［10］ Jianwei Lu， Fanling Zeng．Optimization of Suspension Parameters Based on Simulation of Ride Comfort in Vehicle Development［J］．Int.J.Vehicle Design.2008， 47（1）:37-50.

［11］周垚，翁建生.RQ11动力总成悬置系统设计分析与试验研究 ［J］.汽车科技， 2006， 7（4）:35-39.