王康，沈保山，游专

(无锡职业技术学院汽车与交通学院，江苏无锡 214000)

0 引言

随着经济的发展,客户购买车辆时,不再仅仅考虑其使用经济性、可靠性及购买成本，对于车辆乘坐舒适性的要求越来越高。振动一方面会通过车架传递到车身内，使乘客产生疲劳感，影响驾乘舒适性;另一方面还会影响汽车的操作性、行车安全性和零部件的使用寿命。因此，提升汽车的噪声、振动与声振粗糙度(noise、vibration、harshness,NVH)性能，对于提高车辆的综合性能具有重要意义。

汽车动力总成悬置除具备支撑动力总成质量、避免动力总成与周边附件发生干涉的功能外，还起到隔离动力总成及地面激励振动传递、提升整车NVH性能的作用。因橡胶悬置具有较高的性价比，被广泛地应用于商用车领域。

考虑到成本及库存等问题，文中重点对后悬置软垫3个方向的刚度进行了优化，并对刚度优化前、后的悬置系统的隔振性能进行了理论计算。

1 悬置系统计算模型

因动力总成弹性体的刚度较大，其模态频率较高，且悬置支撑侧的动刚度通常要求是悬置软垫刚度的10倍以上，其振动较小，所以一般将悬置系统简化为一个无阻尼、空间六自由度的振动系统。悬置系统计算模型如图1所示，其振动特性与动力总成的质量、质心、转动惯量及悬置软垫各向刚度、支撑位置相关。

图1 悬置系统计算模型

2 悬置系统隔振原理

动力总成悬置系统的隔振包括两个方面：一是消极隔振，即减少由于路面不平产生的底盘对动力总成的冲击；二是积极隔振，即减少动力总成对底盘的冲击。发动机隔振原理简图如图2所示。

图2 发动机隔振原理简图

在不考虑弹簧质量时，动力总成竖向激振力为：

=sin=ej。

(1)

则系统的运动微分方程为：

(2)

则，在作用下产生的动力总成竖向位移幅值为：

(3)

传递到基础上的传递力为：

(4)

其幅值为：

(5)

传递力的幅值与激振力的幅值之比称为传递率，其计算公式为：

(6)

由式(6)可得不同阻尼比下，不同频率比对传递率的影响，如图3所示。由图可知，使激振频率与悬置系统固有频率的比值处于合理位置降低振动传递率可有效实现减振作用。

图3 频率比-传递率变化曲线

3 悬置系统计算准备

3.1 悬置参数

文中动力总成悬置系统为三点(前二后一)支撑，前部左、右悬置对称分布，其支撑面与水平面之间的夹角为45°；后悬置与水平面夹角为0°。悬置本身坐标、、分别与整车坐标系、、对应，其主轴方向的刚度见表1。

表1 悬置各主轴刚度 单位：N/mm

3.2 动力总成参数获取

动力总成的质量、质心、转动惯量等参数对橡胶悬置设计至关重要，需要较为准确的数值。文中利用某公司生产的惯性参数测试台对其进行了测试，如图4所示，惯性参数见表2。

图4 惯性参数测试台

表2 动力总成惯性参数

4 悬置系统隔振性能计算及优化

4.1 原悬置系统解耦计算

根据上述参数，以动倍率1.4确定悬置动刚度后，使用MATLAB程序进行系统解耦计算，所得结果见表3。

表3 前六阶频率和解耦率

由计算结果可以看出，该悬置系统的第三至第六阶中，相邻两阶的频率间隔小于1 Hz，并且各阶解耦率均低于75%，各阶模态间关联较大，且实际隔振效果也不理想，存在优化空间。

4.2 后悬置刚度优化

考虑到零部件库存和通用性的问题，文中只选取后悬置3个方向的刚度作为优化变量，在改动量最小的情况下，提升系统的隔振性能。

参考其他车型悬置刚度，将、、方向的优化空间均设定为[100,700]N/mm,频率范围设定为[5,17.5]Hz，同时约束前六阶解耦率大于80%。以各个方向上的解耦率加权和最大化作为目标值，对后悬置刚度进行优化匹配。

由MATLAB多目标优化程序得到后悬置的理论动刚度值，圆整后的动刚度值分别为150、350、600 N/mm。

4.3 优化后悬置系统解耦计算

将优化后的动刚度值代入悬置系统，并进行隔振性能计算，计算结果见表4。

表4 优化后方案的固有频率和解耦率

由表4可知，前六阶解耦率均大于80%，各方向的频率间隔均大于1 Hz，基本满足频率分离和解耦要求。

5 结束语

文中首先计算了现有动力总成悬置系统的固有频率和解耦，对计算结果进行判断后，使用MATLAB多目标优化方法对后悬置刚度进行了优化计算，获得了后悬置优化刚度值，最后对优化后悬置系统的隔振性能进行了理论计算验证，为悬置系统隔振性能提升提供了理论支持。