某混合动力客车动力总成悬置系统的设计计算

某混合动力客车动力总成悬置系统的设计计算

霍新强;沈海燕

【摘 要】动力系统作为混合动力客车的主要振源之一，其悬置系统工作性能直接影响着混合动力客车的振动与噪声水平。本文利用动力总成悬置系统设计的基本理论，对某混合动力大客车动力总成悬置系统进行设计和计算。%As one of main

vibration sources, the powertrain and its mounting system of a hybrid

electric bus directly affect the vehicle performances of vibration and noise.

Using the design theory of powertrain mounting system, the authors

design the powertrain mounting system of a hybrid electric bus and

calculate the related parameters.

【期刊名称】《客车技术与研究》

【年(卷),期】2015(000)004

【总页数】4页(P20-23)

【关键词】混合动力客车;动力总成;悬置系统;设计计算

【作 者】霍新强;沈海燕

【作者单位】上海汽车集团股份有限公司商用车技术中心，上海 200438;上海汽车集团股份有限公司商用车技术中心，上海 200438

【正文语种】中 文

【中图分类】U469.7;U464 混合动力大客车符合现代节能减排要求发展趋势，但若其产生的振动得不到很好的控制，则会引起车身和车架相连的其他零件产生异常振动和噪声，同时影响汽车的操纵稳定性和平顺性，严重时甚至损坏汽车的零部件，缩短汽车的使用寿命［1-2］。其动力系统在不平路面上工作时产生的不平衡力和力矩是主要激励源，在所有工作转速范围内，动力系统产生的振动必须通过悬置系统加以隔离，尽可能减低传递给底盘和车身的振动；同时还需保证怠速和停机时动力系统的稳定性［3］。本文对悬置系统的解耦原理进行了研究，提出混合动力大客车动力总成悬置系统的设计方法，并对相应的设计参数进行理论分析与计算。

1.1 动力总成相关参数的测量

目前测量动力总成质量、质心和转动惯量等参数的方法主要有三线摆法和模态测量法。本文采用LMSTEST. LAB设备和软件基于频响函数模态测量法来测量［4］。动力系统的布置及悬置系统的尺寸如图1所示；测量得到的动力总成参数如表1所示。注：（1）动力总成与水平面成4°夹角布置，G点为动力总成的质心；（2）测量所用的坐标系：以动力总成质心为原点，x轴平行于曲轴中心线，指向缸体前端面；z轴垂直于x轴向上；y轴由右手法则确定；（3）LF、LR分别为前后悬置支点纵向离质心距离，m；（4）Jx0、Jy0、Jz0分别为动力总成绕x、y及z主惯性轴的转动惯量，kg·m2；Jxy、Jxz、Jyz为惯性积，kg·m2；（5）B0为质心相对于动力总成质心的横向距离，m；（6）α0、β0、γ0分别为主惯性轴与x、y、z轴之间的夹角，（°）。

1.2 动力总成悬置系统的垂直自振频率

1）发动机的内激振频率［3，5-7］：

式中：fF1为发动机内激振频率，Hz；n为发动机转速，r/min；i为发动机缸数；τ为冲程系数，两冲程为1、四冲程为2。

该动力系统的发动机为四冲程四缸机，怠速转速为700 r/min，发动机扭转最低激振频率为23.3Hz，垂直振动（二阶不平衡惯性力）的最低激振频率也为23.3Hz。

为了得到较好的隔振性能，悬置系统自振频率必须低于23.3/1.414≈16.5Hz［8］。

2）动力系统扭转的固有频率［9］：

式中：fe为动力系统扭转的固有频率，Hz；K为扭转减振器的刚度，N·m/rad；J1为发动机运动件（含发动机飞轮）的转动惯量，kg·m2；J2为ISG电机运动件（含电机飞轮）的转动惯量，kg·m2。

该动力系统的组成如图2所示。

该动力系统扭转减振器的刚度K为6 589N·m/rad，发动机运动件（含发动机飞轮）的转动惯量J1为0.766 kg·m2，ISG电机运动件（含电机飞轮）的转动惯量J2为1.013 kg·m2，计算的动力系统扭转的固有频率fe为19.6 Hz。为了得到较好的隔振性能，悬置系统自振频率必须低于19.6/1.414≈13.8Hz［8］。

综上所述，为了得到较好的隔振性能，悬置系统自振频率必须低于13.8Hz。若预期隔振效果为70%，即振动传递率TA为0.3，取阻尼比ζ为0.05，由传递率的幅频特性曲线［10］可得频率比λ为2.3，则悬置系统的垂直自振频率fv应为fF1/λ≈10Hz。

现设定悬置系统的垂直自振频率fv为10Hz、扭转自振频率fθ为9Hz。

2.1 悬置的布置

1）动力系统悬置的型式选择。根据解耦理论，悬置系统悬置点采用四点对称布置型式，如图1和图3所示。前悬置采用V型两点布置，V型夹角为90°，悬置软垫为方形软垫。后悬置采用平置型布置，悬置软垫为V型软垫［3］。前悬置为方形软垫V型布置，容易对心，使前悬置的弹性中心尽可能落在主惯性轴上，横向刚度大，便于偏置的空调压缩机等的传动；后悬置为V型软垫，平置，纵向刚度大，可以在紧急制动、碰撞时有效地限制动力总成的运动［11］。

利用发动机缸体侧面预留的螺孔，综合考虑前悬置点的空间和车架的宽度，确定前悬置支点纵向离重心距离LF为0.535m，前后悬置软垫离中心轴的距离B1、B2分别为0.295m和0.287m；前后悬置软垫的安装倾斜角θ1、θ2分别为45°和90°。

2）后悬置支点的纵向位置。出于解耦的考虑，应根据撞击中心理论将后悬置布置在前悬置点的共轭点上，使前后悬置点的冲击不致相互影响，从而达到良好的隔振效果［5］，后悬置支点纵向离重心距离：

3）前后悬置软垫的额定负荷。根据纵向距离，可得［3，6］：

其中：Gf、Gr为前、后悬置支撑的质量，kg。

悬置的参数比较多，下文悬置的计算采用一个循环计算的过程，逐步优化。为了便于计算，每轮计算都先选择悬置软垫，计算前、后悬置软垫的压缩刚度比KF0、KR0；然后计算其他刚度参数，再选择悬置软垫，重新计算压缩刚度比KF0、KR0，并与前面计算的压缩刚度比KF0、KR0进行比较；经过多轮循环最终得出优化后的结果。

2.2 前悬置垂直刚度计算

1）前悬置垂直刚度计算。因主惯性轴的倾斜角不大，所以按软垫平面与曲轴中心线垂直的情况进行布置。

前悬置的垂直综合刚度按下式进行计算［3，6］：

其中：KFV为前悬置的垂直刚度，kg/m。

2）前悬置软垫剪切刚度和压缩刚度计算。

∵前悬置的垂直综合刚度［3，6］

∴前悬置软垫的剪切刚度

前悬置软垫的压缩刚度

其中：KFS为前悬置软垫的剪切刚度，kg/m；KF0为前悬置软垫的压缩刚度比（

3）前悬置的侧向综合刚度计算。前悬置的侧向综合刚度 4）前悬置的扭转综合刚度计算。前悬置的扭转综合刚度［6］

5）前悬置支点离重心的高度H1。悬置支点高度H是按照解耦原则计算出来的，即［5，7］：

其中：α1为前悬置弹性中心的倾斜角，°。

2.3 后悬置垂直刚度计算

1）后悬置的垂直综合刚度计算。根据重心落在弹性轴上的原理，前后悬置的垂直综合刚度必须匹配，这样可使前后悬置保持相同的垂直自振频率，以实现振动解耦［3，5-7］。故：

其中：KRV为后悬置的垂直刚度，kg/m。

2）悬置系统总扭转刚度计算。因为悬置系统扭转自振频率的fθ目标值设定为9Hz，故可按下列公式计算悬置系统（包括前悬置和后悬置）的总扭转刚度［6］Kθ：

其中：Kθ为悬置系统（包括前悬置和后悬置）的总扭转刚度，kg/m。

3）后悬置软垫压缩刚度和剪切刚度计算。后悬置软垫两侧对称平置，位置在变速器两侧。

压缩刚度［6］KRP=KRV/2；剪切刚度［6-7］KRS=KRP/KR0

其中：KRP为后悬置软垫的压缩刚度，kg/m；KRS为后悬置软垫的剪切刚度，kg/m；KR0为后悬置软垫的压缩刚度比（KR0=KRP/KRS）。

4）后悬置的侧向综合刚度计算。后悬置的侧向综合刚度［6-7］KRL=2KRS

其中：KRL为后悬置的侧向刚度，kg/m。

5）后悬置的扭转综合刚度的计算。后悬置的扭转综合刚度［6-7］KRθ=Kθ-KFθ

6）后悬置支点离重心的高度H2。后悬置软垫为平置安装，θ2为90°，后悬置支点离质心的高度H2应尽量接近小，并考虑车架上的安装空间和相关零部件的空间确定。 2.4 悬置系统最终计算结果

按照以上步骤，经过几轮反复调整、验算和选择后，直至新选择的悬置软垫的压缩刚度比KF0、KR0与前一轮KF0、KR0相同或差异很小，最终确定了悬置软垫。计算结果如表2所示。

接照计算的安装角度和位置参数，采用该悬置软垫。经装车测试，与同类型车比较，减振效果明显，大大地提高了车辆的舒适性。

本文先采用试验测试的方法确定了动力总成的质量、质心和转动惯量等参数，然后采用经验计算公式计算了动力总成悬置系统的相关参数，并以此为依据与悬置软垫生产厂家协调，对计算进行修正、优化。对设计方案作了反复的调整和验算，最后确定了悬置的方案。该方法简单实用，比较适合我国大客车悬置系统开发的现状，可以快速地匹配选用或开发悬置系统；有条件进行CAE仿真分析的，该方法也可以作为CAE仿真前选择悬置方案的手段。

【相关文献】

［1］李令兵，陈剑，吴赵生.基于ADAMS的发动机悬置系统设计［J］.噪声与振动控制，2007，27（6）：42-45.

［2］C.Q.Li.A Computerized Optimization Method of Engine M ounting System［J］.SAE

Transactions，2003，112（6）：1650-1655.

［3］戴超.发动机动总成悬置系统的设计［J］.沈阳理工大学学报，2011，30（1）

［4］孙卫青.基于频响函数的结构惯性参数分析［Z］.LMSENGINEERING INNOVATION，2012.3.

［5］《汽车工程手册》编辑委员会.汽车工程手册：设计篇［K］.北京：人民交通出版社，2001.6.

［6］杨河州，顿栋梁，王桂群.HNSAE08034动力总成悬置系统的设计与分析［C］.河南省汽车工程学会第五届科研学会研讨会论文集，2008.

［7］周丛源.重型汽车悬置系统设计［J］.合肥工业大学学报：自然科学版，2007，30（S1）

［8］严济宽.机械振动隔振技术［M］.上海：上海科技文献出版社，1985.

［9］刘惟信.汽车设计［M］.北京：清华大学出版社，2001.7：142-143.

［10］《汽车工程手册》编辑委员会.汽车工程手册：基础篇［K］.北京：人民交通出版社，