混合动力客车动力总成悬置系统分析与研究

何强龙，武一民，臧立彬

（河北工业大学 机械工程学院，天津 300130）

1 引言

近年来，汽车的NVH性能得到了人们的日益重视，动力总成的隔振降噪性能对整车的NVH性能有重要的影响。国内外学者对其进行了大量的研究[1-5]，研究重点主要应用振动理论对动力总成悬置系统进行优化设计，基于能量法解耦理论，使其动力总成各向振动解耦性最好，使其整体隔振性能达到最佳状态。

随着国家政策的支持，新能源客车得到了迅速发展，混合动力客车作为我国新能源客车的主导车型，由于大部分都是在原有客车的基础上并入电机系统改进而成，原有动力总成悬置系统参数、支撑形式、特性也发生了变化，致使混合动力客车的NVH性能变差。针对某混合动力客车开展研究，以期提高该车的NVH性能。

2 客车动力总成悬置系统模型的建立

2.1 动力总成悬置布置形式

汽车动力总成中四点式悬置较为常见，与三点式悬置比其稳定性较好，不过扭转刚度比较大[6]，它们在4缸与6缸的发动机上使用最为普遍。

由于探讨的为某柴电混合动力客车的动力总成悬置系统，其主要由电机与柴油机串联组成，轴向长度较大，体积、质量也大，四点式悬置不能满足此类结构的悬置安装。为了避免发动机缸体后端面产生过大的弯矩及发动机产生俯仰振动，一般在电机上增加2个辅助支承点，从而形成六点式悬置[7]。

2.2 动力总成悬置系统力学模型的建立

由于研究的是混合动力客车动力总成悬置系统的低频振动特性，所以假设车架与动力总成为刚体[8]。原车悬置系统采用六点支承，建立简化力学模型，如图1所示。坐标系的规定如下：

定坐标系G0-xyz：原点G0为动力总成质心，X轴与水平面平行，指向客车前进方向；Z轴垂直向上，Y轴方向根据右手定则来确定。

定义动力总成6个自由度分别沿xyz轴的平移x、y、z与绕xyz轴的转动 θx、θy、θz，刚体广义坐标矢量形式为 Q（t）=（x，y，z，θx，θy，θz）T，用来描述动力总成振动时位置的变化。

图1 动力总成悬置系统力学模型Fig.1 Mechanical Model of Powertrain Mounting System

2.3 动力总成悬置系统数学模型的建立

该混合动力客车发动机悬置系统力学模型的六自由度无阻尼自由振动方程为：

式中：Q—广义坐标矢量（x，y，z，θx，θy，θz）—广义加速度矢量；M—质量矩阵；K—刚度矩阵。

式中：m—动力总成的质量；Jx，Jy，Jz—动力总成绕其各自坐标轴的转动惯量；Jxy，Jyz，Jxz—动力总成的惯性积；Ei—悬置点的坐标位置所决定；Bi—悬置弹性主轴在定坐标系中的方向角决定Di由橡胶悬置刚度试验得到[9]。

2.4 悬置系统能量解耦

悬置系统的能量解耦程度可以从能量角度来评价。根据悬置系统的振型矩阵与质量矩阵可以求出其各阶能量分布矩阵。

定义系统以第j阶固有频率振动时的能量分布矩阵［EG］j，矩阵的（k，l）元素由系统的振型矩阵［U］与质量矩阵［M］出，计算公式如下：

式中：［M］kl—质量矩阵的（k，j）元素；｛u（j）｝l—第 j阶振型列阵的第 l个元素；｛u（j）｝k—第 j阶振型列阵的第 k 个元素；ωj—第j阶固有频率。

对于能量分布矩阵［EG］j的第k行元素，对角线（k=l）元素表示直接分配给第k个广义坐标的振动能量，非对角线元素（k≠l）表示和第l个广义坐标互相耦合的分配给第k个广义坐标的振动能量[10]。根据以上分析，系统以第j阶固有频率振动时，第k个广义坐标分配到的能量所占系统总能量的百分比Pkj可由以下公式算得：

3 某混合动力客车动力总成悬置系统评价分析

3.1 原悬置系统固有特性分析

客车工作时发动机主要激励方向为绕曲轴旋转方向的扭振与沿垂直方向的振动，即θx向与z向的振动。在悬置系统的设计中，应尽量减小振动沿这两个主要方向的耦合程度。

根据项目要求，对此混合动力客车悬置系统参数进行了测试，分别得到动力总成质量、惯量、惯性积等参数，测取了橡胶垫的刚度及支撑角度、位置等参数。在此基础上对原悬置系统固有频率和能量分布进行了计算分析，由编制的MATLAB程序可得到系统的六个固有频率及能量分布，如表1所示。

表1 悬置系统固有频率和能量分布Tab.1 Natural Frequencies and Energy Table of the Mounting System

由表1可知，该动力总成悬置系统在Z向、θx向的解耦性分别为64.9%和82.1%，解耦性不高，有待改善，这也是引起该客车振动噪声大的主要原因，需要对其进行改进设计。

3.2 客车动力总成悬置系统隔振性分析

为了获得该车各悬置的隔振性，对其各工况进行了道路试验测试，得到了六个悬置点的振动传递率，如图2所示。

从以上曲线可以看出，动力总成前悬置振动传递率范围为（0.28～0.44），中悬置传递率范围为（0.13～0.23），后悬置传递率范围为（0.19～0.35）。动力总成中悬置的传递率优于前悬置和后悬置。前悬置与后悬置的隔振效果不是很理想。受整车总体布置的限制，客车后悬置的悬置点位置和安装角度等很难进行调整，因此可只对前悬置进行优化设计。

3.3 客车动力总成悬置系统优化设计

3.3.1 前悬置参数变化对其各振动方向解耦性的影响

由实际悬置支撑状况，选择前悬置x向位置为818mm、750mm、700mm进行计算分析，得到悬置各振动方向解耦性，如图3所示。

图3 前悬置点位置变化对振动解耦性的影响Fig.3 Influence of Front Suspension Point Position Change on Vibration Decoupling

选择前悬置角度为 45°、30°、15°分别进行计算分析，得到悬置各振动方向解耦性，如图4所示。

图4 前悬置角度变化对振动解耦性的影响Fig.4 Influence of Front Suspension Angle Change on Vibration Decoupling

选择前悬置点刚度分别为：

（1）U=0.139kN/mm；V=0.17kN/mm；W=0.9kN/mm；

（2）U=0.139kN/mm；V=0.17kN/mm；W=0.7kN/mm；

（3）U=0.139kN/mm；V=0.15kN/mm；W=0.7kN/mm；

（4）U=0.12kN/mm；V=0.15kN/mm；W=0.7kN/mm；

进行计算分析，得到悬置各振动方向解耦性，如图5所示。

图5 前悬置刚度变化对振动解耦性的影响Fig.5 Influence of Front Suspension Stiffness Change on Vibration Decoupling

通过以上计算分析可以得知，前悬置位置与刚度的变化对其Z向振动解耦性影响较大，而对θx向振动解耦性影响不大；前悬置安装角度的改变对其Z向及θx向振动解耦性都有一定影响。

3.3.2 动力总成悬置系统优化

由于客车前悬置角度受空间位置影响，不易改变，可选择其位置及刚度为设计变量来改善整车的隔振性。为此编制了一套客车悬置系统的优化程序，以悬置系统各向能量解耦最高作为目标函数，定义目标函数如下：

式中：Pki—第i阶固有频率下第k个广义坐标的动能占系统总动

能的百分比；αi—加权因子。

约束条件：橡胶悬置的刚度变化范围为（0.11～1.0）kN/mm；x向位置范围为（650～850）mm；

经过优化得到动力总成悬置系统的三向刚度为U=0.13kN/mm；V=0.15kN/mm；W=0.8kN/mm；x向位置为 690mm；代入 MATLAB计算程序从而得到各向振动能量的解耦性分布，如表2所示。

表2 优化后悬置系统固有频率与能量分布Tab.2 Natural Frequencies and Energy Table of Optimized Mounting System

优化后的悬置系统Z向振动解耦由原来的64.85%提高到99.17%，θx向振动解耦由原来的82.10%提高到88.24%，其它方向振动解耦也有一定程度提高。

4 优化结果的验证

4.1 虚拟样机仿真分析

为了更好的验证设计效果，在ADAMS中建立动力总成仿真模型，并通过其中的Vibration模块对其进行振动分析得到了各向振动能量的解耦性，如表3所示。

表3 ADAMS计算得到的悬置系统能量分布Tab.3 The Energy Table of the Mounting System Calculated by ADAMS

从表中可知用ADAMS得出的能量分布与优化后计算结果基本相同，产生差别的原因是ADAMS分析考虑了预载等对系统固有特性的影响，而理论分析是建立在理想的情况下。从而验证了MATLAB计算程序的可靠性。

为了验证优化后该车的隔振性，利用ADAMS/View模块在怠速工况下对改进前后该车的悬置模型进行时域仿真分析，使用正弦函数来模拟发动机怠速时的激振力矩并将其施加在动力总成的质心处，方向为绕X轴。然后对其前悬置支撑处的z向动反力分别进行测量，通过对比优化前后的仿真结果从而得到了响应曲线，如图6所示。

从图6可以看出优化后的悬置系统的z向反力较改进前有明显的减小，说明了所选取的方案是有效的，该车的隔振性能得到了改善。

4.2 整车振动试验验证

为了进一步验证优化后该车的隔振效果，对其进行了整车振动试验测试优化前后客车动力总成前支撑与地板处的振动加速度，实验分为如下工况：原地怠速n=650r/min、；道路30km/h匀速；道路40km/h匀速；道路50km/h匀速；道路60km/h匀速，如图7所示。

图中：系列1—优化后客车底板处；系列2—优化前客车底板处；系列3—优化后动力总成前支撑处；系列4—优化前动力成前支撑处

从以上曲线可以看出，随着车速增加，客车底板与动力总成的振动数据在逐步增大，且客车底板的振动增幅大于动力总成前支撑处振动的增幅。优化后两测试点的振动加速度都明显比优化前低，证明优化后设计的有效性，提高了悬置系统的隔振性，改善了该车的行驶平顺性。

5 结论

目前混动客车的六点悬置无论从悬置元件三向刚度的匹配还是安装角度及安装位置的选择等方面都存在着一定问题，这就导致其隔振效果不佳，行驶中NVH性能表现较差。运用隔振理论与能量解耦法对某混合动力客车进行了改进设计，提高了悬置系统的隔振性，改善了其行驶中的NVH性能，为动力总成多点悬置系统结构设计提供了理论依据。