基于传递路径分析和能量解耦的动力总成悬置系统优化

邹亮，李晓杰，古忠，韦国新，张遵智

（南京依维柯汽车有限公司，江苏 南京 210028）

基于传递路径分析和能量解耦的动力总成悬置系统优化

邹亮，李晓杰，古忠，韦国新，张遵智

（南京依维柯汽车有限公司，江苏 南京 210028）

针对某轻型客车车内振动剧烈问题，文章采用传递路径分析方法识别主要悬置传递路径,并用能量解耦法优化悬置系统达到降低车内振动的目的。首先，建立了九输入三输出的振动传递路径模型；其次，实车道路试验和室内锤击试验获取工况数据和传递函数数据；再者，利用Test.Lab中的TPA模块，识别主振源；最后，建立悬置系统六自由度动力学模型，并对悬置元件各向刚度进行优化，达到降低车内振动水平的目的。

传递路径分析；悬置；主振源识别；传递函数；贡献量

CLC NO.: U467 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)19-56-05

前言

随着生活水平的提高，加上汽车行业近几年的快速发展，人们对于汽车的动力性、经济性、操纵稳定性等指标的关注度逐渐向平顺性、舒适性转变。汽车的NVH特性是判定汽车舒适性的重要指标，包括噪声（Noise）、振动（Vibration）和声振粗糙度（Harshness）三个方面。其中噪声又来源于振动，因此限制汽车的振动是提高汽车舒适性的关键步骤。

汽车行驶时，引起各部件振动的原因主要来自路面不平度的随机激励和发动机工作时所产生的激励。为了隔离来自以上两方面的振动，各种悬置元件在汽车上得到了广泛的应用[1]。

而传递路径分析方法（Transfer Path Analysis，简称TPA）是一种试验方法，在采集到的工况数据和传递函数数据的基础上进行分析，快速诊断振动系统中的主振源[2]。本文将以传递路径分析方法为思路，识别引起某轻型客车车内振动的主要悬置传递路径，并以能量解耦方法优化悬置系统，达到降低车内振动的目的。

1 传递路径分析基本理论

1.1 TPA原理

假设系统为线性时不变系统，传递路径分析将系统分为三部分：激励源、传递路径及目标点响应。传递路径分析认为目标点响应为所有结构路径及空气路径的贡献量之和[3-6]，即，

式中：yk(ω)为目标点k的响应，Hki(ω)和Hkj(ω)分别为振源i和声源j到目标点k的传递函数，Fi(ω)和Qj(ω)分别为第i个振源的结构载荷和第j个声源的声学载荷，n为结构路径的个数，p为空气路径的个数。

由公式（1）可知，获得真实、可信的激励源载荷与系统传递函数直接决定着应如何控制主要贡献路径：从降低激励源的载荷入手，或是在衰减传递路径方面考虑。

1.2 载荷识别

载荷不方便由传感器测得，首先，由于空间位置的限制，力传感器不方便布置；其次，力传感器测得的力信号具有较大的偏差[7,8]。

通常采用逆矩阵法识别载荷，逆矩阵法综合考虑激励自由度之间的耦合关系，通过测试各个激励力与所有响应之间的传递函数，建立了响应与激励力之间的耦合关系，并采用数值计算方法识别各个激励载荷。理论公式如下：

式中：+1表示广义逆矩阵，am为响应点m的加速度，Jn为激励自由度n的载荷，Hmn为第n个激励力到第m个响应点的传递函数。

出于增加估计精度的目的，一般取m=2n，也即是响应点的数量是载荷作用点数量的两倍[9-11]。

1.3 传递函数获取

传递函数可以通过锤击试验直接获取，但是由于激励在某一路径上时，这个激励力会通过激励源作用到其它路径上，从而在测量点产生来自非激励位置的响应，导致测量结果不准确[12-14]。因此，通常将激励源移除。

2 传递路径试验

2.1 悬置传递路径建模

以三个悬置各三个方向作为输入，以驾驶员座椅导轨三向振动作为响应，建立九输入三输出的悬置传递路径分析模型，如图1所示。

图1 悬置传递路径分析模型

2.2 工况数据采集

在B级路面上，车辆以六档行驶，利用Test.Lab软件采集50km/h～110km/h共七种匀速工况下的振动数据，图2和图3所示分别为驾驶员座椅导轨和后悬置传感器布置图。

图2 驾驶员座椅导轨处

图3 发动机后悬置

2.3 传递函数获取

将动力总成拆除，传感器布置与工况数据采集时相同，采用力锤敲击，敲击前先标定锤头上的力传感器。图4和图5所示分别为右悬置方向看到的动力总成拆离图和悬置X向锤击图。

图4 动力总成拆离

图5 悬置X向锤击

3 主要传递路径识别

3.1 车内振动水平分析

在Test.Lab软件中，将路试测得的时域信号处理成频域信号，按照标准GB/T 4970-2009计算得到各工况下的三向及总加权加速度均方根值[15]，图6为Z向和总加权加速度均方根值。

图6 Z向及总加权加速度均方根值

由图6可知，在50km/h～110km/h，随车速增加，振动水平整体呈现上升的趋势。在50km/h～80km/h，振动增长趋势缓慢；在80km/h到90km/h工况时，Z向及总加权加速度均方根值明显增大，出现“凸点”；在90km/h～110km/h，振动增长趋势稍微加剧；在110km/h工况时，振动最为剧烈，人体感觉“很不舒适”。

因此，后面将以90km/h和110km/h作为问题工况，识别振动的主要传递路径。

3.2 匀速90km/h主要传递路径识别

图7所示为90km/h驾驶员座椅导轨Z向振动加速度频谱曲线，从图中可以看出，振动峰值所在频率为14Hz。

图7 驾驶员座椅导轨Z向振动加速度频谱

在Test.Lab中的Transfer Path Analysis模块建立传递路径分析模型，以驾驶员座椅导轨Z向振动为例，识别主要传递路径，图8所示为驾驶员座椅导轨Z向在14Hz的振动贡献量图。

图8 驾驶员座椅导轨Z向在14Hz时的振动贡献量

由图8可知，驾驶员座椅导轨Z向在14Hz下的振动加速度为0.04g，而右悬置Y向、后悬置X向和左悬置Z向对其振动贡献量分别为0.0095g、0.0085g和0.0012g，总计0.0192g，占总振动的50%，为主要传递路径。

同理，X向和Y向振动的主要传递路径也是右悬置Y向、后悬置X向和左悬置Z向。

图9 激励源处载荷

图10 激励源到驾驶员座椅导轨Z向传递函数

为了进一步确定响应端振动剧烈是激励源载荷较大或者系统传递函数较大或者两者共同作用导致，下面将激励源处的载荷及激励源到响应点的传递函数进行比较，如图9和图10所示。

从图9和图10可以看出，驾驶员座椅导轨处的振动主要集中于低频段（100Hz以下），而激励源到响应端的传递函数在低频段较小，激励源处的载荷峰值在14Hz和85Hz，从而可以说明，响应端振动剧烈是由于激励源的载荷过大导致，这是根本原因，与系统的传递函数关系不大。

3.3 匀速110km/h主要传递路径识别

同样，得到110km/h的主要传递路径为右悬置Y向、后悬置X向和左悬置Z向，且根本原因是其载荷过大导致。

4 动力总成悬置系统优化

由于原车已经量产，加上改变悬置刚度易于实现，本文应用Adams对悬置系统优化。

4.1 悬置系统建模

利用多体动力学分析软件Adams建立动力总成悬置系统的动力学模型如图11所示，其中，悬置系统位置是相对于质心坐标系而言的，并且左悬置和右悬置为V型安装，倾角为35°。

图11 悬置系统Adams模型

4.2 原车技术状况

表1所示为原车悬置的动刚度值，利用Adams软件中Vibration模块下的Vibration Analysis计算原系统的固有频率和能量解耦率，计算结果列表2所示。

表1 原车悬置动刚度

表2 原车固有频率及能量分布矩阵

从表2可知，从固有频率来看，考虑到悬置元件的寿命问题，动力总成悬置系统的固有频率不能太低，一般要求其频率值高于5Hz，各方向固有频率满足要求，Z向和RZ向固有频率接近，有可能产生共振；从解耦率来看，Z向和RX向解耦率较低，分别为47.25%和65.24%，应该达到80%以上，Z向和RX向分别与RZ向耦合较为严重，其它方向之间也存在不同程度的耦合，各方向之间耦合严重也会加剧振动。

左悬置和右悬置动静刚度比为1.41，后悬置动静刚度比为1.32，根据表1可计算出各悬置静刚度值，如表3所示，利用静刚度计算得到的静平衡时悬置的位移和受力如表4所示。

表3 原车悬置静刚度

表4 原车静平衡时悬置位移与受力

由表4可知，后悬置静位移0.8mm，前悬置平均值为4.375mm，为了使动力总成优化后的姿态尽量保持不变，应保证动力总成悬置系统静平衡时后悬置比前悬置少变形3.575mm。

4.3 悬置系统参数化优化

参数化优化就是将几个悬置的刚度设置成变量，将能量解耦率设置成优化目标，通过变量的变化，找出具有最优解耦率的一组刚度值。但是在采用参数化优化的时候变量不宜选取太多，否则会有成百上千组优化组合，仿真速度特别慢。表5所示为优化后悬置的刚度值，优化后的固有频率及能量分布矩阵如表6所示。

表5 优化后悬置动刚度

表6 优化后的固有频率及能量分布矩阵

由表6可知，除了X向和RZ向固有频率间隔较小外，优化后的固有频率基本上满足悬置频率分布要求。Z向和RX向的能量解耦率分别由47.25%和65.24%提高到71.84%和93.04%，对于行驶状态下，这两个主要振动方向耦合程度降低，对于减小共振发生比较有利。

根据表5计算出各悬置静刚度值（动静刚度比与原车相同），如表7所示，利用静刚度计算得到的静平衡时悬置的位移和受力如表8所示。

表7 优化后悬置静刚度

表8 优化后静平衡时悬置位移与受力

由表8可知，后悬置静位移0.67mm，前悬置平均值为4.945mm，前后悬置变形差为4.275mm。在工程上可认为姿态不变。

4.4 优化效果验证

为了验证悬置系统优化的有效性，将优化后驾驶员座椅导轨三向总加权加速度均方根值与试验测试结果对比，如图12所示。

由图中曲线可知，在匀速80km/h之后，振动得到有效的衰减，尤其是在90km/h和100km/h十分明显；但在较低车速时，振动衰减不明显，甚至有增加振动的趋势，例如各测点在50km/h和60km/h下的振动。总体来说，对于前面所述的问题车速90km/h和110km/h，振动水平得到一定程度的降低。

5 结论

（1）本文以三个悬置各三个方向激励作为输入，以驾驶员座椅导轨三向振动作为响应，建立九输入三输出的振动传递路径分析模型。工况数据分析，确定了问题工况为90km/h和110km/h两种匀速行驶工况，简化了后续分析的工作量；

（2）其次，在Test.Lab中建立传递路径分析模型，并进行贡献量分析，结果表明，主振源是右悬置车身侧Y向、后悬置车身侧X向和左悬置车身侧Z向，将激励源的载荷及激励源到响应点的传递函数进行比较，结果表明，响应点振动主要集中于低频段，是由于激励源处的载荷较大所致；

（3）最后，在Adams中建立了悬置系统六自由度动力学模型，并对悬置元件各向刚度进行优化，静动平衡校核及极限工况校核验证优化后悬置元件基本满足变形要求，与原车试验振动水平比较验证优化方案的有效性。

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Optimization of Engine Mount System Based on Transfer Path Analysis and Energy Decoupling

Zou Liang, Li Xiaojie, Gu Zhong, Wei Guoxin, Zhang Zunzhi
( Nanjing IVECO automobile co., LTD, Jiangsu Nanjing 210028 )

Aiming at the severly vibration of a light bus, this paper uses transfer path analysis method to identify the main mount transfer path，and the energy decoupling method is used to optimize the mount system to reduce the vibration in the vehicle. First of all, the vibration transfer path model with nine inputs and three outputs is established. Secondly, the working condition data and transfer function data are obtained through actual vehicle road test and indoor hammering test.Furthermore, the main vibration sources are identified by using TPA module in Test.Lab. Finally, the mount system’s dynamic model with six degrees freedom is established, and the stiffness of mount element in three directions are optimized to reduce the vibration level in the vehicle.

transfer path analysis; engine mount; main vibration source identification; transfer function; partial contribution

U467 文献标识码：A 文章编号：1671-7988 (2017)19-56-05

10.16638 /j.cnki.1671-7988.2017.19.020

邹亮，就职于南京依维柯汽车有限公司。研究方向：汽车振动噪声分析与控制。