基于ADAMS的客车悬置系统隔振性能分析及优化设计

杨 胜，孔 刚

（东风商用车有限公司，武汉 430056）

发动机悬置系统是发动机应用工程的重要组成部分，其性能的好坏不仅影响乘坐舒适性，还影响着车辆的使用寿命[1]。本文进行某6 m中型前置客车的动力总成悬置系统的优化匹配，通过建立悬置系统的简化动力学模型，模拟优化计算悬置系统隔振率和降低支承处动反力。经试验验证，优化后的悬置系统隔振性能良好，达到整车设定目标。

1 问题概况

1.1 车辆概况

某型6 m客车是公司自主开发的一款高档商务客车。该车配置电控共轨国Ⅳ发动机、机械五档变速器、前独立悬架、后少片簧悬架，发动机前置后驱，整体式变截面弯大梁车架。

通过对发动机悬置系统及整车布置要求的分析，为了达到解藕效果（一般要求前后悬置弹性中心在动力总成惯性轴上或接近动力总成惯性轴），选择了四点悬置的方案。前悬置两点位于缸体前部，与气缸体中心线平面成V型45°夹角对称布置；后悬置位于变速器后部，采用扁担梁结构V型50°夹角对称布置[2]。悬置系统布置见图1。

1.2 试验问题

整车路试反馈的问题：发动机振动、噪声都较为明显，乘坐舒适性不佳，具体表现：

1）发动机起、停机时跳动量较大。

2）当发动机转速为750～900 r/min时，车辆抖动明显，驾驶区和方向盘有强烈振感，尤其是手触摸方向盘有发麻的感觉。

3）怠速工况下，后视镜抖动较为明显，影响使用。

经分析，动力总成悬置系统的匹配设计主要存在两个缺陷：前后悬置软垫动静刚度匹配不合理；前后悬置系统隔振率的一致性较差。

由于上述问题不仅导致整车或局部振动加强[3]，大大降低了该车的乘坐舒适性，而且由于悬置系统的隔振吸能效果较差，也容易造成部分关键总成件如发动机、变速器的早期损坏。

2 设计方案优化

为了改善车辆的上述振动现象，经综合分析，主要从以下三方面着手：

1）校核现有设计方案，优化悬置系统的布置结构形式。

2）优化悬置软垫的刚度参数，提高悬置系统的解耦度。

3）利用有限元分析软件，完成悬置支架、托架自由频率计算及其优化设计。

2.1 六自由度的仿真分析

借助ADAMS软件，把动力总成看作刚体，建立发动机悬置系统的简化模型，见图2。输入质量以及惯量矩阵，即可模拟动力总成，每个悬置元件有一个柔性轴套模拟。

将动力总成所受的力转化为FZ及力矩MX、MY施加到动力总成模型中。为了研究动力总成振动的固有频率，将车架锁住，即将车架与大地固定。这样由车架支撑的四个悬置软垫与动力总成构成了一个六自由度振动系统，这个系统具有六个固有频率。

2.2 悬置系统的优化设计

发动机动力总成悬置系统的优化设计涉及三个方面：设计变量、目标函数以及约束条件。通常情况下，针对某一确定型号的发动机动力总成悬置系统进行设计和优化计算时，只优化发动机悬置元件的刚度、阻尼系数以及悬置元件的支承位置、支承角度。综合考虑本项目，由于悬置元件的支承位置和支承角度的调整比较困难，只把悬置元件的刚度作为优化变量。

目标函数则以振动力传递率最小为优化目标。悬置优化设计过程为各悬置坐标的测量计算——悬置的受力计算——悬置垂直组合刚度的计算——每个悬置的压缩刚度和剪切刚度的计算——解耦率的计算——悬置结构的设计——悬置参数的优化。悬置系统的优化设计边界条件限值及各项输入条件：

1）边界条件。动力总成动态、静态垂直位移分别≤20 mm和≤5 mm。

2）输入条件（固有频率）。发动机横向、纵向、垂直振动的固有频率分别为 fY=6～12 Hz、fX=10 ～16 Hz和fZ=8～14 Hz。发动机绕X轴、Y轴、Z轴转动的固有频率分别为 fRX=10～14 Hz、fRY=11～14 Hz和 fRZ=8～14 Hz。

3）悬置刚度范围。前悬置的KR（纵向剪切刚度）=24.1～1539.6（N/mm），KS（横向剪切刚度）=7.72～552.8（N/mm），KP（轴向压缩刚度）=293～1804.6（N/mm）；后悬置的KR=6.11～390.78（N/mm），KS=2.23～169.66（N/mm），KP=74.1～428.72（N/mm）。

2.3 悬置系统的优化结果分析

根据上述输入条件及动力总成六自由度简化模型，确定了以系统的振动传递率或支承处的动反力最小为目标的优化目标函数，建立了不同悬置布置方案的ADAMS模型。本文以悬置托架传递力的大小为目标函数来优化悬置系统的刚度，优化计算结果见表1-表3。

如表1所示，优化后的刚度值使隔振性能得到有效提高，同时优化后的前后悬置软垫刚度比提高到大于3，也有利于降低悬置的制造成本[6]。

从表2优化的效果来看，除RZ方向的解耦度略有下降外，其他方向均有提高，尤其是Z和RX这两个重要方向上有较大提高，从而提高了动力总成悬置系统的隔振效果。

表3 极限工况下各悬置不同方向的最大位移

由表3可以看出，在极限工况下，水平方向的最大位移在5 mm以内，垂直方向除后左悬置外，均未超出20 mm的限值。后左悬置的最大垂直位移虽然有21.4 mm，但由于出现在振动的初始阶段，在强迫振动的稳定阶段要小得多，所以这一位移量对动力总成的影响不大。另外，从计算结果看，动力总成的摆动角度也较小，分别为 ARX=2.15°、ARY=0.25°、ARZ=0.24°。所以，总体认为是满足位移条件要求的。

3 试验验证

3.1 换装前后悬置隔振测试

根据仿真分析计算结果，样车完成整改后进行了悬置系统换装前后隔振测试，数据对比分析详见表4。从表4中分析可知：

1）初始动力总成悬置的前悬置隔振率较高，都达到了85%以上；后悬置隔振率一般，都低于80%；前后悬置的平均隔振率为81.15%。但由于前悬置的隔振率明显好于后悬置的隔振率，四个悬置隔振率的标准差为7.81%，隔振率的一致性较差，所以总体隔振效果一般。

2）换装后动力总成悬置的隔振率比较接近，都处于80%～90%的范围以内，平均值为84.44%，前后四个悬置隔振率的标准差为3.08%，较优化前降低了4.78%，优化后的动力总成四个悬置隔振率的一致性较好，总体隔振效果良好[7]。

表4中所述的，上悬置指与动力总成端连接的悬置支架处、悬置软垫上端；下悬置指在车架处固连的悬置托架处、悬置软垫下端。对单一悬置测点，下悬置与上悬置的振动加速度之比即为所测位置的振动传递率。

表4 悬置系统换装前后隔振率对比

3.2 整车座椅振动舒适性测试

为了能更直观地测试悬置系统优化前后对整车NVH特性的影响情况，还进行了换装前后整车主要座椅的振动舒适性对比测试，试验结果详见表5。

表5 主要座椅振动舒适性对比

人体乘坐舒适性评价标准：人体对振动的感觉大体上是刚感到振动是0.03 g（即人体的振动感觉阀约为60 dB），不愉快感是 0.05 g（约85 dB），不可容忍感是0.5 g（约105 dB）。在运输条件下，舒适性降低还与主观感觉有关[8]。试验数据分析如下：

1）主驾位、副驾位、VIP后座以及中门旁座的振动加速度值均小于0.315 m/s2，人体感觉不到不舒服；VIP座位的振动加速度值0.343 m/s2，略大于0.315 m/s2，人体会感觉到有一点不舒服，仍有改善的空间。

2）换装后发动机怠速时，各位座椅的振动加速度比改良前均有明显的减小，样车乘坐舒适性得到明显的改善[9-10]。

4 结束语

本文应用ADAMS软件对某6 m客车悬置系统隔振优化匹配设计建立动力总成受力分析的简化模型，并进行以提高悬置系统隔振率、降低支承处动反力为设计目标的模拟优化计算；根据优化设计结果，进行悬置系统的改进及试验验证，隔振率及隔振一致性均得到了有效提高，并且通过整车乘坐舒适性对比分析测试，得到验证。为解决中型前置客车所出现的类似问题，提供了一定的参考[11-12]。

[1]《汽车工程设计手册》编辑委员会.汽车工程设计手册：设计篇[K].北京：人民交通出版社，2001.

[2]康明斯柴油发动机公司.发动机悬置系统的设计和选择[G].1998.

[3]《柴油机设计手册》编辑委员会.柴油机设计手册[K].北京：中国农业机械出版社，1984.

[4]孙国春.汽车动力总成振动主动控制关键技术研究[D].长春：吉林大学，2007.

[5]肖杰，雷雨成，汤涤军.基于能量法解耦的动力总成悬置系统优化设计[J].车用发动机，2006，（3）：61-63.

[6]《橡胶工业手册》编写组.橡胶工业手册（第6卷）[K].北京：化学工业出版社，1993.

[7]徐中明，李晓.动力总成悬置系统改进与试验分析[J].重庆理工大学学报：自然科学版，2011，（1）：6-10.

[8]乔铃.关于人体承受全身振动评价的方法[J].铁道劳动安全卫士与环保，1999，（2）

[9]唐新蓬，周垚，章应雄.基于虚拟样机技术的载货车动力总成悬置隔振性能分析的仿真[J].汽车工程，2007，（6）

[10]张力.模态分析与实验[M].北京：清华大学出版社，2011.5.

[11]刘桂春，黄文兵.Adams软件在发动机悬置上的应用[J.]合肥工业大学学报：自然科学版，2009，（S11）

[12]沈志宏，郭福祥，方德广，等.基于能量解耦法的动力总成悬置系统优化设计[J].噪声与振动控制，2010，（3）：35-37.