RQ11动力总成悬置系统设计分析与试验研究

RQ11动力总成悬置系统设计分析与试验研究在车辆设计开发中，合理地设计动力总成的悬置系统，可以降低动力总成激励产生的振动传递到车架和车身，提高乘坐舒适性和降低振动噪声，提高汽车产品品质和竞争力。因此，在现代车辆开发研究中，动力总成悬置系统设计分析的研究倍受关注。理想的动力总成悬置系统应满足多方面的要求。首先，应该将动力总成自身产生的振动与车架结构相隔离。它必须在汽车突然加速、制动、转向等非稳态干扰时，有效限制发动机的过分弹跳和过大的位移。从隔振理论可知，理想的动力总成悬置系统应该在低频范围有较大的刚度和阻尼，而在高频范围有较低的动刚度。通常动力总成悬置系统的刚体振动在6个自由度上的振动是耦合的，即某个自由度上的激振力（矩）可以引起悬置系统其它单个或多个自由度上的振动。耦合振动会导致动力总成的振动频率范围大，振动耦合问题就成了限制悬置系统减振隔振性能的最大障碍之一。近二十多年，随着计算机技术的高速发展和更有效的振动分析方法的应用，为悬置系统的设计和研究提供了十分有效的手段，使动力总成悬置系统设计仿真分析和优化得以开展和研究。1动力总成的动力学模型的建立为了进行动力总成悬置系统的动力学分析和设计，需要建立动力总成悬置系统的动力学模型。动力总成悬置系统的固有频率一般在5-30Hz之间，其固有频率远低于动力总成的弹性模态，可以假定动力总成为刚体。因此，在以系统低频隔振分析和设计为主要目标的处理过程中，将动力总成视为刚体，橡胶悬置元件简化为三向正交的弹性阻尼元件，建立系统6自由度动力学微分方程组。在分析动力总成悬置系统的振动时，其振动激励源是发动机工作时产生的不平衡激励和车辆行驶时路面不平度激励。图1表示动力总成处于静平衡位置。以动力总成质心C为坐标原点，设定沿动力总成曲轴方向并指向前方为x轴正方向，按照右手法则建立直角坐标系Cxyz，如图1所示。动力总成的振动可分解为随同它的质心C点沿x,y,z的三个平动，和绕质心C点的转动。在微振动条件下，其角位移可用绕x,y,z轴的转角a、β、γ夺表示。图1中，A点表示支承动力总成的隔振器（或弹性元件）和动力总成的联接点。在对系统做自由振动分析时，忽略橡胶阻尼的影响，隔振器简化为三个互相垂直的直线弹簧p、q、r,它们分别沿着隔振器的刚度主轴方向。kp,kq,kr分别表示弹簧的刚度系数；ax、ay,aZ表示支承点A在坐标系Cxyz中的三向坐标值；λxp、λyp、λzp表示弹簧p在坐标系Cxyz中的方向余弦，如表1所示。假定这样的隔振器共有S个，为了看图方便，图1只画出了一个隔振器。动力总成的重量、质心C的位置和整机对x,y,z轴的转动惯量Jx,Jy、Jz、Jxz、Jyz可根据设计图纸计算出来，或根据实物实测确定。根据刚体运动的质心运动定理，得式中,M为动力总成的质量；分别为表示动力总成的质心加速度在x、y、z轴上的投影；分别表示作用在动力总成上的弹性支承力和激振力在x,y,z轴上的投影。根据刚体相对于质心的动量矩定理，得：式中，分别表示动力总成绕坐标轴x,y,z的角加速度；分别表示弹性支承力和激振力对x、y、z轴的力矩。在自由振动的问题中，仅计算弹性支承力投影和对x,y,z轴的力矩。分别给定xc,yc,zc（平动位移），α、β、γ（转动角位移），计算A点沿p,q,r的位移，即弹簧的变形，再分别乘以kp,kq,kr,得弹簧对动力总成的作用力；再将这些力向x、y、z轴上投影并计算它们对x,y,z轴的力矩；最后对S个这样的隔振器求和得出系统自由振动运动微分方程。悬置系统的自由振动微分方程矩阵形式为：式中，M为惯量矩阵；K为刚度矩阵；-加速度列阵;-位移列阵。为了分析动力总成悬置系统的隔振问题，研究系统在激振力作用下的稳态响应具有十分重要的意义。如果动力总成在支承处具有较小的响应，则系统将有良好的隔振效果。从上节的分析可以看到，动力总成本身的不平衡力（矩）具有周期性和简谐性的特点，因此分析计算动力总成悬置系统在正弦激励下的响应问题具有典型的意义。在正弦激励下多自由度线性系统的振动微分方程可用矩阵形式表达如下：式中，c为系统的阻尼矩阵;q为系统广义位移列向量;F为动力总成激振力作用在广义坐标上的列向量。关于阻尼矩阵C，由于发动机悬置所采用的弹性元件为橡胶件，而橡胶件在小应变振动情况下其阻尼特性可以看作结构阻尼，属于非线性范畴。为了简化计算，用线性化的等效阻尼矩阵来替代。假定橡胶元件的阻尼特性的等效阻尼矩阵C为：式中，η为结构损耗因子，其值为存贮弹性模量和损耗弹性模量的比值，以天然橡胶为原料的橡胶件，η通常在0.05~0.3之间；ω为激振力频率。同理，也可以在复数范围内用复刚度来表示橡胶的弹性和阻尼特性，可以得到复刚度矩阵K为：式中：用复刚度来表征橡胶元件的刚度和阻尼特性之后，式（4）就变为以下的形式：2动力总成悬置系统解藕分析在对悬置系统进行设计的过程中，首先应该考虑到的设计目标是实现整个系统6个方向的振动全部或者部分解耦。通常的动力总成悬置系统的6个刚体模态之间存在比较严重的耦合作用，即耦合振动中的某一模态受到激励的同时，其它模态振动也受到激发。耦合作用不仅使系统的激振频带加宽，给隔振和频率配置带来困难；给单独对某一模态进行设计而不加大其它自由度方向振动的性能的这一做法产生严重的后果。从被动隔振的角度来说，如果不解耦，各个模态方向的振动相互影响不利于降低整个系统振动的水平。因而，在工程实际中，对于悬置系统这样的多自由度的耦合振动系统来说，寻求系统的振动解耦是降低和控制系统振动的最为行之有效的普遍做法。动力总成悬置系统的解耦设计方法有很多，目前从能量法的角度对悬置系统进行了解耦设计是最有效的手段。使用能量法对系统进行解耦设计，可以在原坐标系上对系统进行设计。惯量矩阵M和刚度矩阵K由悬置元件的刚度和位置决定。在得到了惯量矩阵和刚度矩阵之后，可以通过求解特征值和特征向量来求得系统的振型矩阵φ。通过惯量矩阵M和振型矩阵φ，可以求出系统做各阶主振动时候的能量分布，将它写成矩阵的形式，定义为能量分布矩阵。当系统以第j阶固有频率振动时，能量分布矩阵的第（k,l）元素为：式中，φ（k,j）和φ（l,j）分别表示第j阶主振型的第k个元素和第l个元素;M（k,l）为系统惯量矩阵中第k行、第l列元素；ωj为第j阶固有频率;k,j,l=1,2，…,6.能量矩阵为6x6矩阵，对角线（l=k）的元素表示直接分配给第k个广义坐标的能量，非对角线（l≠k）的元素表示直接分配给第k个广义坐标和第1个广义坐标互相耦合所引起的能量交换。由此可以得出，当系统以第j阶模态振动时，第K个广义坐标分配到的能量占整个系统总能量的比为：当dig（k,j）=100%，说明第j模态振动的振动能量全部集中在第k个广义坐标上，不会引起其他坐标和自由度上的振动，这就意味着系统从能量角度出发实现了解耦。3RQ11G动力总成的分析结果已知RQ11G动力总成参数和动力总成悬置改进前后的橡胶悬置的刚度等参数见表2至表8。根据以上的理论分析和应用MATLAB计算机软件编程计算RQ11G动力总成的改进前后的6个固有频率和解耦矩阵。RQ11G动力总成悬置系统改进前后的固有频率见表9。由表9可知,RQ11G动力总成悬置系统动力总成改进后固有频率有所提高。由改进前后各方向能量解耦可知,RQ11G动力总成悬置系统动力总成改进后各自由度的能量解耦程度提高，但有改进的余地。改进前各方向能量解耦：改进后各方向能量解耦：4整车状态下的试验结果与分析为了全面系统地评价改进设计后的悬置隔振效果，在试车场整车状态下，进行了RQ11G重型卡车动力总成改进前后悬置隔振特性的对比试验。表10为平直路面上行驶动力总成隔振性能对比分析结果。由表10可知，动力总成悬置改进后AVY7k向的隔振率都有所提高；而Z方向的隔振率降低。动力总成悬置改进后的系统点火冲击明显减小；改进后，左侧前、后悬置无点火冲击，右侧前、后悬置仍然存在点火冲击。改进前动力总成左、右后悬x方向振动放大，改进后无振动放大点（隔振率为负数）。动力总成悬置改进后，怠速时除右前悬下Z方向、左后悬下z方向、右后悬下Z方向传递给车架的振动加速度幅值增大外，大部分测点振动传递给车架的振动加速度幅值下降。由此可知,RQ11G重型卡车动力总成改进后隔振性能提高。图2为在一般路面行驶时，随发动机转速递增动力总成左前Z方向悬上、悬下振动加速度变化。由图2可知，改进后振动加速度明显下降，隔振率提高。在泊车状态、40km/h恒速行驶、扭曲路面、石砖路面、高速环路试验结果也有相同的结论。5结论根据以上理论分析和相应的试验结果可以得出以下结论：（1）本文建立的动力总成6自由度振动分析模型可以用于动力总成设计时分析固有频率和能量解耦分析。试验结果表明解耦程度越高，隔振性能提高。试验和理论分析研究结果表明，通过合理设计车辆动力总成悬置系统固有频率和提高能量解耦度可有效降低车辆的振动与噪声，提高乘坐舒适性。本文建立的动力总成悬置系统一整套的设计、开发、试验体系可用于动力总成设计和试验。（2）通过在试车场进行的整车道路试验，对于不同工况下,RQ11G动力总成悬置改进后的系统点火冲击明显减小；改进后，左侧前后悬置无点火冲击，右侧前后悬置仍然存在点火冲击。动力总成悬置劣和y方向的隔振率都提高；而z方向的隔振率降低。改进前动力总成左右后悬x方向振动放大，改进后无振动放大点。（3）RQ11G重型卡车动力总成悬置系统改进前的悬置刚度和结构设计存在不足，试验与理论分析结果表明，在后悬x方向没有隔振效果，并产生了振动放大。从能量解耦出发，悬置系统6个方向产生严重耦合。从试验与理论分析表明，RQ11G重型卡车动力总成悬置系统改进后的悬置刚度和结构设计，振动隔振性能有了改善。从能量解耦出发，悬置系统6个方向产生的耦合有了提高。