基于多自由度的后悬置拉杆分析优化
摘要：随着车辆舒适度要求的提升，动力总成振动传递的控制越来越趋于精细化。很多车型往往会增加副车架衬套，形成动力总成-悬置系统-副车架及衬套系统，传统的悬置系统六自由度分析模型可靠性不佳。后悬置拉杆作为动力总成与副车架的连接唯一橡胶件，对整车的影响乃是全方位的，本文着力于后悬置拉杆，分析其对两个系统的影响并进行优化，在升速部分工况取得较好的效果。关键词：横置系统；动力总成悬置；副车架衬套；后悬置拉杆；多自由度悬置系统是动力总成振动传递路径过程中最重要的减振件之一，直接影响动力总成振动传递及车内的舒适性。对于横置系统而言，一般采用三点悬置布置，左右悬置主要起承载作用，后悬置通常采用拉杆形式，对转动方向进行隔振及限位。实际上，此类后悬置拉杆对于悬置系统设计而言，是决定成败的关键:对于动力总成，后悬置拉杆对主方向转动模态影响占50%以上；对于副车架系统,后悬置两头橡胶中间支架，本身除了柔性模态以外，也存在刚体模态，两者之间的模态管理需要严格控制。对横置发动机，悬置布置通常采用三点布置（如图1）,后悬置拉杆常见形式如图2。后悬置拉杆在各车型上基本大同小异，两头采用橡胶结构，中间骨架连接。大端的橡胶结构,其结构设计服从于怠速工况下悬置隔振设计的刚度需求;小端的橡胶结构,除个别车型外，绝大部分是一个实心结构的小衬套，主要释放拉杆的扭转方向的自由度,使该拉杆主要起抗扭作用。实际上，很多人在该零件优化过程中，仅重视大端的橡胶结构设计，对骨架结构及小衬套优化往往有所忽略。对于怠速工况的隔振，悬置隔振的优劣主要取决于动力总成的模态及解耦设计。模态方面，要求动力总成主方向固有频率小于激励频率的2倍以上，越小越好。然而， 出于耐久及经济角度考虑，主方向固有频率小于激励频率2 —3倍比较合适（见图3）。解耦方面主要取决于布置及刚度分配,一般要求主方向解耦尽可能的接近100%。在解耦100%的情况下，其主方向模态完全由该方向的刚度决定。其中：Kpitch为主方向刚度；1为第，个悬置离质心的x向距离皿为第，个悬置离质心的z向距离；K,为第， 个悬置X方向的刚度;K妙为第，个悬置Z方向的刚度;实际上，左右悬置布置有解耦要求（即扭矩轴与弹性轴重合）及后拉杆仅存在X向刚度。因此，一个布置合理的悬置系统,该方向的刚度趋于：基于此，后悬置拉杆距离质心Z向距离一般2倍于左右悬置。因此,该方向的刚度及对应的模态基本取决于后悬置拉杆的刚度，贡献量占50%以上。对于后悬置拉杆，可以将其看成独立的个体进行分析。即将后悬置拉杆的两个衬套看成两个小型的悬置，后悬置拉杆的骨架看成“动力总成”，其实该部件本身是存在刚体模态的，其模型见图4。区别于支架本身的柔性模态,该支架的刚体模态主要受支架重量、质心、大小衬套的刚度影响。基于某车型，对后悬置拉杆按动力总成模态计算方式⑶（六自由度）进行建模分析，考虑扭矩刚度的影响，取平动方向的模态，结果如下表1。根据分析,对此后悬置拉杆进行刚体模态测试，确认该件刚体模态较低，实测后拉杆Z向刚体模态为73Hz（见图5）。进一步，对整车的升速工况进行振动噪声测试，在Z向73Hz的模态处，整车噪声有相应的峰值对应，主观评价车内有轻微的隆隆声（booming）（见图6）o由此可见,在动力总成振动传递过程中，如果后拉杆刚体模态不加以控制的话，很容易引起升速过程中的轻微共振，进而影响车内的舒适性。因此，需要建立动力总成-后悬置拉杆-副车架分析模型做进一步分析。综上，在系统计算过程中，后悬置的结构其实可以进行参数化设计,主要涉及如下：1） 大衬套刚度:如前述，影响动力总成刚体模态，从而影响怠速工况的悬置隔振；2） 小衬套刚度:影响后悬置本身的刚体模态，从而影响车辆升速过程中的舒适性；4） 副车架及衬套:影响周边模态及支架本体模态。本文综合考虑所涉及的各个参数，建立动力总成一后悬置一副车架分析模型，具体数学模型示意如下图7。其中：M为质量矩阵；Mpt为动力总成质量矩阵‘Mk为后悬置质量矩阵;Mf为副车架质量矩阵；K为刚度矩阵;Kpt为动力总成刚度矩阵；Kh为后悬置刚度矩阵;Kf为副车架刚度矩阵；Kptk为动力总成和后悬置耦合刚度矩阵为后悬置和副车架耦合刚度矩阵;Kf.h为后悬置和副车架耦合刚度矩阵。相关公式推导可以参考论文曲，推导过程类似，本文限于篇幅，不做赘述。为验证模型的准确性，对某项目动力总成及其副车架进行三线摆惯量实测(如下图8).针对副车架、后拉杆、动力总成进行建模分析,计算结 果如下表3 :后悬置拉杆的计算与测试误差主方向Z向相对较小，误差在1.4%(实测数据见图5),¥向为6.3%,主要涉及该方向刚度为仿真计算,非实测值;副车架除个别方向外，基本在5%以内。相对六自由度模型，动力总成刚体模态差异很小，完全可以覆盖传统的六自由度模型，见图9。综上 15自由度计算模型相对可靠，覆盖当前6自由度模型，进一步拓展到后悬置拉杆和副车架。计算结果及试验数据表明，后悬置拉杆Z向模态与副车架Rx模态过于接近，共振引起整车升速工况轻微boomingo为进一步优化该问题，需要提升后拉杆Z向模态，同步降低副车架Rx模态,避免共振引起Booming,优化后的模态如下表5.由于模态的错开，由间隔2. 5Hz错开到11.2Hz,车内的在该区域的噪声降低了 8dE(见图10)，整车升速工况没有明显booming问题，舒适性得到极大的改善。随着舒适性要求的提升，副车架衬套的增加，已经与传统的动力总成悬置相互影响。后拉杆刚体模态与副车架的刚体模态比较容易接近，仅限于传统的六自由度模型分析，无法识别升速共振问题。因此，需要以后悬置拉杆为触手，统筹考虑动力总成一后悬置拉杆一副车架系统。同时，对于后悬置拉杆的设计，也不应该仅局限于传统的单方向刚度及刚度曲线的设计。综合考虑大衬套的三向刚度、支架的重量及质心、小衬套的刚度更佳。作者单位：(上汽商用车技术中心，上海 200438) 著作权归作者所有，欢迎分享，未经许可，不得转载
首次发布时间：2023-04-28
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