某轻型商用车悬置系统设计与优化

吕长民　段继强　徐礼成　刘焕　丁琳

摘 要：动力总成悬置系统的性能是整车NVH性能控制的关键。文章以某轻型商用车悬置系统为研究对象，对其进行设计及优化。文章基于主惯性轴理论确定了悬置系统的初始安装角度，并基于能量解耦法建立Adams模型对胶块安装角度及刚度进行优化设计。通过整车试验表明怠速工况下悬置系统隔振效果良好，但后悬置在加速工况下在2930rpm处存在共振，然后通过CAE分析，提出了后悬置系统优化设计方案，并对改进后悬置系统重新进行测试验证。测试结果表明优化后共振消除，整个悬置系统性能达到设计要求。

关键词：悬置系统;解耦;共振问题;NVH试验

中图分类号：U463.3  文献标识码：B 文章编号：1671-7988（2020）03-88-05

前言

随着技术的进步及汽车产业的发展，客户对载货汽车舒适性的要求也越来越高，轻型载货汽车NVH性能向乘用车水平看齐也是未来发展趋势。动力总成系统作为整车NVH问题的主要来源，减少动力总成振动噪声向车内传递已成为汽车减振降噪的关键技术之一[1]。Taeseok Jeong 和 Rajendra Singh 研究了四点悬置理论，通过合理布置发动机悬置元件，使它们的弹性中心位于悬置系统的质心处或主惯性轴上，实现悬置系统部分自由度的振动解耦[2]。王显会、李守成等人综合运用弹性中心理论和能量解耦方法对动力总成悬置系统进行了优化设计[3]。本文以某自主研发的轻型商用车为对象，对其动力总成悬置系统进行设计。首先基于主惯性轴理论确定了悬置系统的初始安装角度，通过Adams搭建了悬置系统的六自由度虚拟样机模型确定了橡胶软垫最优安装角度及刚度。通过动力总成NVH试验验证，在怠速工况下悬置系统隔振效果良好，但是加速工况下变速器悬置在2930rpm存在共振，通过CAE分析为车架侧第三横梁刚度不足，并对第三横梁进行加强优化后重新进行测试验证。测试结果表明优化后共振消除，悬置性能得到进一步提升。

1 輕型商用车悬置系统设计

1.1 动力总成惯性参数

采用吉林大学为我司提供的转动惯量试验台获取惯性参数，该试验台基于空间多刚体动力学的惯性参数计算动力学模型，并利用递推最小二乘法对被测物体的质心位置坐标和惯性张量的进行辨识[4]，如图1所示。参考坐标系定义为：飞轮壳外端面圆心为原点O，从自由端指向飞轮端为+X，竖直向上为+Z，+Y指向符合右手法则。

用试验台测得动力总成的质量为492 kg，动力总成的转动惯量与惯性积以及质心坐标，分别见表 1 与表 2。

1.2 悬置系统布置

本文设计的悬置系统是由4个悬置软垫构成，包括2个发动机悬置胶块和两个变速器悬置胶块（左右V型对称布置）。4点式悬置在结构稳定性上优于3点式悬置，同时能够很好地克服较大的反作用力矩[5]。同时，斜置式悬置系统既有较强的刚度又能提高解耦率，在汽车上得到了广泛的应用[6]。

发动机变速器已预留悬置安装孔，初步左右对称设计悬置支架，获取悬置软垫坐标，见表3。

悬置软垫的压缩量2-5mm为宜[7]，初步确定软垫压缩量为3mm，初步选定悬置软垫Z向静刚度，并借用现有软垫结构。

主惯性轴必然通过动力总成的质心，如果分别求得发动机及变速器各自的质心位置，则两个质心的连线也就是该动力总成的主惯性轴[8]。本文的主惯性轴通过动力总成的质心与发动机质心连线确定。主惯性轴理论是通过调整悬置软垫角度刚度，把前后悬置弹性中心落在主惯性轴上，提高系统解耦率，如图1所示。

按主惯性轴理论对悬置进行解耦布置，确定前后悬置安装角度。对于左右对称布置的悬置系统[9]，其弹性中心的位置可按式（1）、（2）计算，参考图2。

式中：

K—悬置软垫压缩刚度与剪切刚度之比;

A—弹性中心高度;

B—胶块到中心的距离;

α—弹性中心到胶块的水平夹角;

β—胶块安装倾斜角度。

初步确定的悬置胶块的基本参数如表4所示。

1.3 基于Adams仿真分析

悬置系统的固有频率远低于动力总成和车架弹性体的固有频率，因此可以把动力总成、车架简化为刚体，在Adams中建立悬置系统的六自由度力学模型[9]，如图3所示。

本文参数化优化是把悬置的刚度和布置角度设置成变量，将解耦值设置成优化目标，通过变量的变化，找出最优的一组刚度值和布置角度。

计算系统的固有频率和振动能量分布，结果见表5。可以看出，各階固有频率间隔均满足1Hz 的频率间隔要求;主要方向（Z向、Rxx向）的振动能量分布满足至少达到 90%的设计指标要求;其它方向的振动能量分布均满足不低于85%的设计指标要求。

1.4 悬置支架设计

悬置支架强度满足通用公司28种工况下典型工况的校核分析，支架刚度大于悬置软垫刚度的8-10倍[7]，支架一阶模态应大于发动机最大二阶激励频率1.414倍，一般取值2-5倍。本文发动机额定转速3000rpm，二阶频率100hz，悬置支架各方向刚度均大于胶块各方向刚度10倍，发动机支架一阶模态500hz，变速器支架模态300hz，满足设计要求。

2 整车NVH试验测试

动力总成悬置系统隔振率测试工况为整车定置、柴油机无载工况，发动机转速从怠速转速至标定转速。将加速度传感器分别放在被测车型悬置软垫两侧的连接支架处，并保证前、后位置的振动同步测量。试验数据中，隔振率、振动烈度作为衡量悬置软垫隔振性能的指标。其中，X、Y、Z分别为整车的纵向、横向和垂向，振动烈度为三个方向的振动速度平方和的开方。

2.1 发动机怠速工况下悬置隔振试验

启动发动机，待发动机稳定后（怠速，水温达到80度），利用NI数据采集系统进行数据采集，测试结果如下。

怠速工况下，发动机端、变速器端隔振后的振动烈度均低于4mm/s，性能良好;隔振前后的发动机端综合隔振率达到了85%的设计目标，变速器端综合隔振率满足大于80%的设计要求。

2.2 发动机升速工况下悬置隔振试验

车辆原地定置，轻踩油门踏板，使发动机从怠速转速缓慢升至最高转速。该工况下悬置的总体振动曲线见图4、5。

原地升速工况，发动机端左悬置隔振后在2588rpm附近存在轻微共振，共振幅值为17.3mm/s，共振幅值小于20mm/s可忽略;隔振后在98Hz和107Hz产生明显共振，共振幅值分别为33.2mm/s、23.8mm/s，共振幅值偏大，初步分析发动机端车架侧被动支架存在100hz左右的固有频率，但是本文发动机额定转速为2900rpm，考虑整车轻量化设计可忽略该共振问题，由图4可以看出发动机端的综合隔振率大于0.7，整体性能良好满足设计要求。

原地升速工况，变速器端左悬置隔振后在2930rpm附近存在明显共振，共振处综合隔振率小于0.6;初步分析为变速器端车架侧第三衡量固有频率偏低，需要对其加强优化。

2.3 CAE优化分析对比

通过CAE分析建立动力总成相连部分简化模型（如图6），进行频响分析发现变速器被动支架在97hz响应剧烈（节点610246为被动支架上的点），与试验结果相吻合。改变变速器厚度对共振几乎不产生影响，由此说明共振原因不是变速器被动支架造成的。优化横梁结构提高横梁刚度及模态后，共振频率由97Hz后延到125Hz，且变速器支架610246号节点共振时的加速度振幅由70mm降到12mm，说明提高第三横梁刚度可有效减缓共振，如图7所示。

2.4 试验对比

由图8可知，优化后变速器端悬置的共振点平移到3000rpm以后，变速器端的综合隔振率也达到了60%，有效的解决了在额定转速下的共振问题。

3 结束语

（1）建立了六自由度动力总成悬置系统刚体动力学模型，对悬置系统进行解耦布置，对悬置的三向刚度参数进行能量解耦优化，通过悬置系统固有频率分布、振动能量分布验证了设计效果。

（2）在整车状态下对动力总成悬置系统进行NVH性能试验，结果表明，设计的悬置系统隔振效果良好，但在加速工况下后悬置在98hz存在共振。

（3）对变速器被动支架架处第三横梁加强优化后，升速工况下变速器端共振问题解决，悬置隔振性能得到提升。

参考文献

[1] 黎程.轻型客车动力总成悬置系统NVH优化与试验研究[J].柴油机设计与制造，2016， 22（4）： 5-10.

[2] Taeseok Jeong，Rajendra Singh.Analytical Methods of Decoupling the Automotive Engine Torque Roll Axis [J].Journal of Sound and Vibration，2000，234（1）：85-114.

[3] 王清政.汽车发动机悬置的优化设计及仿真分析[D].江苏：南京理工大学，2009.

[4] 郭孔辉，丁金全，薛冰，许男.汽车惯性参数测量研究[J].长安大学学报（自然科学版）. 2014，34（5）：152-160.

[5] 张兆金.某型商用车发动机悬置系统研究[D].南京：南京理工大学， 2016.

[6] 赵红艳.汽车动力总成悬置系统的匹配优化分析[D].长沙：湖南大学，2014.

[7] 赵艳青，刘本元，上官文斌.汽车动力总成悬置支架的优化设计[J]. 汽车科技， 2007， 3： 10-12.

[8] 季晓刚.EQ3242G 重型车动力总成悬置的研究与应用[D].华中科技大学，2004.

[9] ZOU Chunping，HONG Xing.Modal synthesis[J]. Journal of Sound and Vibration，2002，80（ 32）：105-109.

[10] 杜智超.轻卡某车型发动机悬置系统的匹配设计[J].汽车实用技术，2018 （22）：60.