基于试验的发动机悬置动特性分析①

刘 浩， 周 鋐

(1．同济大学汽车学院，上海201804;2．同济大学新能源汽车工程中心，上海201804)

0 引言

随着人们生活水平的提高，人们对汽车舒适性的要求逐渐提高，NVH作为汽车舒适性的重要组成部分，重视程度逐渐增高[1]．引起汽车振动因素主要有两个，一是汽车行驶时的路面不平度激励，二是发动机工作时产生的扭矩激励[2]．相比路面不平度激励，发动机的振动对汽车NVH的影响更突出，因此采用隔振性能较好的发动机悬置对于改善汽车NVH性能至关重要．

发动机悬置系统将动力总成与车架弹性连接，可以对动力总成与车架之间的振动进行双向隔离．因此，悬置系统设计好坏直接影响到发动机振动向车架的传递，影响整车的 NVH性能[3]．发动机工作时具有转动惯量，所以工作时对悬置的作用力是动载荷，因此对悬置动载荷下抵抗变形的能力，即动特性的探究对悬置系统的评价与改善具有很强的工程意义．

1 加载参数的确定

1．1 激励频率的确定

本文通过MTS电液伺服激振系统的激励频率模拟实际发动机工作时对前、后悬置的激励频率，所以需要通过计算确定发动机对悬置的激励频率．

对于发动机来说，受到两个振源的激励:路面不平度的激励与来自发动机及其传动系统的激励．路面的激励多属于低频范围，并且经过悬架系统的衰减，频率大都在2．5Hz以下，所以说发动机及其传动系统的激励频率占主要部分．

发动机振动的激励频率主要为发动机气缸内点火燃烧、曲轴输出脉冲扭矩输出的激励频率[4]．激励频率的计算公式为:

式中，n为发动机转速(r/min);i为发动机缸数;τ为冲程数，四冲程时为2;f为发动机激励频率(Hz)

本文研究的发动机悬置为六缸四冲程发动机上面的悬置，所以激励频率为:

在本试验中，设计起始发动机转速为600r/min．考虑到MTS的最大激励频率是100Hz，步长为 50r/min，即 2．5Hz．

1．2 预载荷的确定

发动机动力总成在安装时一般放置在悬置上，发动机动力总成在不工作时对悬置就有一个压力，这个压力称为预载荷，利用MTS电液伺服激振系统对悬置施加压力来模拟这一预载荷．首先简化了发动机及其悬置系统，如图1所示，前悬置与水平面成45°，后悬置与水平面成90°．

图1 发动机及其悬置系统的简化力学模型

根据简化的力学模型，分析得:

试验的发动机悬置所配套的发动机质量等相关参数见表1．

表1 发动机质量等参数表

根据以上公式与数据可得前悬置的预载荷为1808N，后悬置施加的预载荷为2734N．

1．3 位移幅值的确定

悬置在工作时会产生一定的位移振动量，本文通过MTS电液伺服激振系统对悬置施加位移来模拟这一位移振动量．通过对实测的悬置上下方加速度信号进行两次积分可得悬置的振动位移试验时MTS电液伺服激振系统对悬置施加的位移．

在时域积分过程中，由于原始加速度信号里有直流趋势、高频噪声等影响因素，所以在两次积分之后，误差将会放大，甚至会使波形发生畸变[5]．

频域积分利用傅里叶正、逆变换，积分在频域内以傅里叶分量系数的代换形式表示，可直接以频域内正弦、余弦的积分互换关系避开时域积分对微小误差的累积放大作用[6]．

所以本文采用时域－频域混合积分求出位移信号．步骤为:加速度信号去直流信号→巴特沃斯高通滤波器滤波→辛普森积分→最小二乘法拟合→频域积分→得到精确的悬置位移．图2和图3分别为左侧后悬置上、下方的加速度信号．

图2 左侧后悬置上方的加速度信号

图3 左侧后悬置下方的加速度信号

通过上述时域－频域混合积分可以得到左侧后悬置的振动位移幅，如图4所示．

图4 左侧后悬置的位移信号

根据位移信号确定后悬置位移幅值为0．5mm．使用相同的方法对前悬置上下方加速度信号进行处理得到前悬置的位移幅值为1．6mm．

2 测试系统的搭建

动刚度试验中主要所用的仪器为MTS电液伺服激振系统及IST控制系统．图5是发动机前、后悬置动刚度测试系统的示意图．

图5 悬置动刚度测试系统图

在图5中，位移传感器位于作动头的活塞杆中，力传感器位于作动头与活塞杆之间．作动头是施加位移与载荷机械装置．被测试件通过两个螺钉连接在钢质基座的中心，钢质基座被两个地脚螺栓固定在地面上，保证试验时被测试件不会移动．

发动机悬置动刚度试验试件为某公司生产的混合动力公交车前、后橡胶悬置块，根据悬置动位移不超过静位移的1/10，且根据经验，位移控制模式的结果优于力控制模式的结果，所以采用位移控制模式．利用美国MTS公司生产的电液伺服环境激励模拟系统的位移控制模式，对橡胶块进行加载——保持——卸载，同时记录橡胶块的变形量随时间变化的信号、作用力随时间变化的信号．

3 试验数据处理

动特性试验数据处理有基于传递函数方法计算和基于几何作图方法计算，这两种计算悬置动刚度、滞后角的方法虽然不相同，但是计算结果基本相同．在这里选择基于几何作图方法对动刚度、滞后角进行计算．以位移为横坐标，力为纵坐标作图，即得到悬置的迟滞回线，如图6．

图6 迟滞回线图

动刚度和滞后角的计算公式为:

式中:A为最大位移在迟滞回线上的双幅长度，单位为mm;B为最大位移对应的传递力在迟滞回线上的双幅长度，单位为mm;a为椭圆图上横坐标单位长度代表的位移，单位为m/mm;b为椭圆图上纵坐标单位长度代表的力，单位为N/mm;S是迟滞回线围成的面积，单位为mm2;k为储能动刚度;k'为损失动刚度．

在对测试得到的力与位移随时间变化数据进行处理时，首先在MATLAB中做出每个频率下的迟滞回线图，再由迟滞回线计算得到动刚度．图7为激振频率为30Hz时的迟滞回线．

图7 30Hz试验时迟滞回线

利用MATLAB对后悬置的测试数据进行处理得到后悬置在30～100Hz激振频率下的动刚度和滞后角变化曲线，如图8、图9所示．

图8 发动机后悬置动刚度曲线

图9 发动机后悬置滞后角曲线

分析图8可以得到:后悬置动刚度在30～60Hz低频段内线性递减特征明显，且动刚度值较大，此时有利于迅速衰减振动．但是在60～100Hz高频段内动刚度非线性趋势明显，在90～100Hz范围内，橡胶材料硬化，导致动刚度迅速增加，此时动刚度与理想动刚度特性相差较远，所以在高频时动刚度特性较差．

储能动刚度表征其弹性势能，这一部分在变形恢复后可以得到释放;而损失动刚度表征悬置内部摩擦所消耗的动能，即损失的能量．从图10中可以看出，在低频段高频段，损失动刚度几乎不变，近似于一条直线，说明悬置内部摩擦比较平衡．

图10 发动机后悬置储能动刚度与损失动刚度曲线

后悬置在发动机怠速和加速时的动刚度与滞后角特性较好，通过摩擦衰减振动的性能稳定，有利于衰减振动．

利用MATLAB对前悬置的测试数据进行处理得到后悬置在30Hz－100Hz激振频率下的动刚度和滞后角变化曲线，如图11、图12所示．

图11 发动机前悬置动刚度曲线

图12 发动机前悬置滞后角曲线

分析图11可以得到:在低频段30～50Hz内，前悬置动刚度线性增加趋势较大，且动刚度数值较小，所以动刚度特性不利于衰减振动．在50～80Hz频段内，前悬置动刚度线性增加趋势较大，且动刚度数值较大，不利于衰减振动．而在80～100Hz高频时，橡胶材料硬化，动刚度数值突然变大，无法起到衰减振动的作用．

由图13可以看出，在30～90Hz频段内，损失动刚度一直变大，且呈线性趋势，说明内部摩擦不平衡，对悬置的耐久性不利;且在低频段30～45Hz内，损失动刚度幅值较小．

图13 发动机前悬置储能动刚度与损失动刚度曲线

前悬置在发动机怠速时隔振性能较差，通过摩擦衰减振动的性能不稳定，工作特性不稳定．而在高频时隔振性能较好．

下面结合悬置的安装方式对前悬置不稳定的隔振性能进行分析．

本文研究的前悬置安装方式为斜置式，如图14所示．与水平面所成角度为45°，所以前悬置同时承受压缩方向的载荷和剪切方向的载荷，而对橡胶悬置而言，其压缩刚度远比剪切刚度大[7]．所以在低频时前悬置由于承受剪切刚度，而导致了其动刚度特性较差，不利于衰减振动的现象．

图14 发动机前悬置斜置式支承布置简图

后悬置是竖直安装，只承受压缩方向的载荷，剪切方向不受载荷，所以其动特性在发动机怠速及加速时都利于衰减振动．

前、后悬置的安装角度不同导致了其受力的不同，从而导致了动特性变化规律不同．

4 结论

本文采用试验手段对混合动力公交车前、后橡胶悬置块进行动特性分析，得到了两个悬置动刚度和滞后角随频率变化的曲线．

(1)前悬置的斜置式支撑方式使得前悬置的受力状况和后悬置的受力状况不同，导致前悬置在怠速工况下的动刚度和阻尼角特性较差，不利于衰减振，因此可以通过改变发动机前悬置的支撑角度和布置方式对前悬置的动特性进行改善．

(2)采用几何作图方法对发动机悬置动刚度、滞后角进行计算较准确，采用MATLAB工具进行处理方便快速．

(3)通过分析储能动刚度和损失动刚度的变化趋势可以更好地了解橡胶悬置在不同工况下的工作状况．

总的来说，该客车橡胶悬置的隔振性能总体较好，但由于斜置式支承结构的影响，前悬置在怠速工况下的隔振性能受到影响．试验结果可以为发动机悬置的评价和优化设计提供帮助．

[1] 王思乐，周鋐．基于结构传递路径分析的某客车悬置优化[J]．佳木斯大学学报(自然科学版)，2013，04:501－505+509．

[2] 王宏元．斯太尔TAZ3260CB型自卸汽车动力总成悬置系统的优化研究[D]．济南:山东大学，2007．

[3] 庞剑，谌刚，何华．汽车噪声与振动－理论与应用[M]．北京:北京理工大学出版社，2006．

[4] 李令兵．发动机悬置系统设计流程及其分析与优化[D]．合肥:合肥工业大学，2007．

[5] 王建锋，马建，马荣贵，等．动位移的加速度精确测量技术研究[J]．计算机科学，2010，12:201－202+237．

[6] Ribeiro J G T，de Castro J T P，Freire J L F．Filtering in Frequency Domain to Avoid Time Aliasing[C]．Proceedings of the 20th International Modal Analysis Conference，Los Angeles，California．2002．

[7] 滕腾．发动机悬置的分析研究[J]．汽车工艺与材料，2006，04:1－3+10．