車輛懸架中高頻振動傳遞分析與橡膠襯套剛度優(yōu)化

1、2011年10月農(nóng)業(yè)機械學報第42卷第10期車輛懸架中高頻振動傳遞分析與橡膠襯套剛度優(yōu)化陳無畏李欣冉陳曉新王磊（合肥工業(yè)大學機械與汽車工程學院，合肥230009）【摘要】利用ADAMS 與NASTRAN 軟件建立了某微型轎車整車剛?cè)狁詈蟿恿W模型。通過ADAMS /Vibration 模塊建立虛擬激振臺，分析懸架在路面中高頻段激勵下的振動響應(yīng)與傳遞特性。從提高懸架隔振性能的分析了底盤/懸架系統(tǒng)中副車架、扭轉(zhuǎn)梁和橡膠襯套對整車振動的影響。采用ADAMS 中的DOE 技術(shù)對角度出發(fā)，懸架系統(tǒng)中幾個主要連接襯套的剛度進行靈敏度分析，在ADAMS /Insight中對襯套剛度進行優(yōu)化，通過改變襯套2地

2、板處的垂向加速度均方根值在整個研究頻率范圍內(nèi)由477. 9mm /s降剛度提高整車振動性能。仿真結(jié)果顯示，2至454. 2mm /s，降低了5%。*關(guān)鍵詞：車輛懸架中高頻激勵振動傳遞特性文獻標識碼：A橡膠襯套優(yōu)化中圖分類號：U461. 4；U463. 331298（2011）10-0025-05文章編號：1000-Middle-high Frequency Vibration Transfer Analysis of VehicleSuspension and Optimization of Rubber BushingsChen WuweiLi XinranChen XiaoxinWang

3、Lei（School of Mechanical and Automobile Engineering ，Hefei University of Technology ，Hefei 230009，China ）AbstractBased on ADAMS and NASTRAN ，a rigid-flexible coupling dynamic full vehicle model was establishedA virtual test rig was also built up by using ADAMS /Vibrationto analyze the vibration resp

4、onses and transfer characteristics of the suspension system motivated by middle-high frequency road excitationsTo improve the vibration isolation capability of the suspension system ，the effects of the subframe ，twist beam and rubber bushings of the chassis /suspensionsystem with the vehicle vibrati

5、on was analyzedFinally ，through adopting the ADAMS /InsightDOE technology ，the researchers proposed the sensitivity analyses of several key rubber bushing stiffness ，and the optimization of the bushing in the environment of ADAMS /InsightBy changing the bushing stiffness ，the vibration performance o

6、f the vehicle was improvedSimulation results indicated that the vertical acceleration root mean square （RMS ）decreased from 477. 9mm /s2to 454. 2mm /s2，by 5%in the whole research frequency spectrumKey wordsVehicle ，Suspension ，Middle-high frequency excitation ，Vibration transfer characteristics ，Rub

7、ber bushings ，Optimization用多體動力學的方法，在ADAMS 中建立整車多剛體動力學模型，實現(xiàn)了虛擬樣車在軟件三維路面上的行駛，并且對汽車的平順性進行仿真與分析。在此基礎(chǔ)上，對前、后懸架的彈簧剛度和減振器阻尼等主要參數(shù)進行優(yōu)化匹配，取得了不少成果。路面不平度和動力總成是汽車NVH 的主要激引言懸架是汽車底盤系統(tǒng)的主要組成部分，作為路面激勵通過輪胎傳遞到車身的過渡環(huán)節(jié)，能緩沖和吸收來自路面的振動，對整車的噪聲、振動與舒適度（NVH ）等性能有很大影響。文獻1 2主要是利10-21修回日期：2011-05-25收稿日期：2010-*國家高技術(shù)研究發(fā)展計劃（863計劃）資助項

8、目（2006AA110101）和國家自然科學基金資助項目（51075112）E-mail ：cwwmailhfahcn 作者簡介：陳無畏，教授，博士生導師，主要從事車輛振動與噪聲控制、車輛控制技術(shù)研究，26農(nóng)業(yè)機械學報2011年勵源。對于路面激勵，按其頻率范圍可分為兩部分：低頻下的振動激勵，激勵頻率在20Hz 以下，是車輛平順性研究主要關(guān)心的頻率范圍；中高頻路面激勵，激勵頻率大于20Hz ，主要用于研究路面激勵產(chǎn)生的3 4。針對以平順性為主車身高頻振動和車內(nèi)噪聲要評價指標的懸架剛度、阻尼的優(yōu)化匹配，主要是改時，結(jié)合工程實際，充分考慮了懸架結(jié)構(gòu)中副車架與扭轉(zhuǎn)梁的彈性與低階固有模態(tài)對懸架系統(tǒng)振動傳

9、遞的影響，在進行動力學建模時將其作為柔性體。利用有限元軟件建立副車架及扭轉(zhuǎn)梁的有限元模型，利用NASTRAN 軟件的求解器SOL103對其進行模態(tài)分析，得到MNF 模態(tài)中性文件，導入ADAMS 中生成柔性體。圖1為副車架及扭轉(zhuǎn)梁有限元模型 。善車輛在較低頻率下的乘坐舒適性。將分析范圍擴研究車輛中高頻段的振動傳遞特性，展到中高頻段，對整車的NVH 設(shè)計具有重要意義。本文以某微型轎車為研究對象，從控制路面中高頻激勵傳遞的角度出發(fā)，通過建立整車虛擬樣機模型和激振臺，分析懸架系統(tǒng)對中高頻振動傳遞的影響。針對橡膠襯套的柔性連接作用和作為汽車設(shè)5計后期少數(shù)幾個可以修改的設(shè)計參數(shù)，對懸架系統(tǒng)中幾個主要橡膠襯

10、套的剛度進行靈敏度分析，對其中影響較大的襯套剛度進行優(yōu)化匹配，為改善汽車NVH 性能提供理論指導。圖1Fig1副車架和扭轉(zhuǎn)梁有限元模型（a ）副車架（b ）扭轉(zhuǎn)梁11. 1整車剛?cè)狁詈蟿恿W模型建立副車架和扭轉(zhuǎn)梁模態(tài)分析與柔化FE models of subframe and twist beam所研究的某微型轎車前懸架為麥弗遜式獨立懸架，后懸架為扭轉(zhuǎn)梁式半獨立懸架。隨著柔體系統(tǒng)基于剛?cè)狁詈蟿恿W分析的理論與動力學的發(fā)展，6 7，方法日益成熟本文在建立整車虛擬樣機模型表1Tab1模態(tài)階次副車架扭轉(zhuǎn)梁722. 725. 7868. 2117996. 712910122241副車架與扭轉(zhuǎn)梁作為底盤

11、/懸架系統(tǒng)的主要結(jié)構(gòu)件，前兩階的固有振動主要是扭轉(zhuǎn)和彎曲，其動頻68. 2Hz 和25. 7Hz 、117Hz ，率分別為22. 7Hz 、如表1所示。該頻率范圍與整車低階固有頻率分離，但對路面中高頻激勵的影響必須考慮。Hz17306491183315071935751620387548副車架和扭轉(zhuǎn)梁的模態(tài)頻率Normal mode frequencies of subframe and twist beam1114425912175285132082881422029115285379162974891. 2整車虛擬樣機模型建立整車坐標系定義為：前軸中心線與汽車縱平面X 軸平行于地面指向車輛

12、前進方向的交點為原點，Y 軸平行于地面指向駕駛員右側(cè)，反向，根據(jù)右手法Z 軸垂直于地面指向上方。則，根據(jù)微型轎車的整車幾何參數(shù)、質(zhì)量參數(shù)和力學參數(shù)等，通過適當?shù)睾喕?，利用ADAMS /Car模塊將整車劃分成前懸架、后懸架、車身、轉(zhuǎn)向、制動、車輪和動力總成等子系統(tǒng)，最后通過通訊器將各子系統(tǒng)組裝成整車剛?cè)狁詈夏Ｐ停鐖D2所示。圖2整車剛?cè)狁詈夏Ｐ?路面中高頻激勵確定研究路面中高頻激勵對車輛的作用時，路面激Fig2Rigid-flexible coupling model of full vehicleG q （f ）=G q （n 0）n 20式中勵以強迫位移的形式施加在輪胎與地面的接觸3點。路面

13、激勵的位移幅值可由路面的時間功率譜密度函數(shù)計算得到。 路面的時間功率譜密度函數(shù)為u f 2（1）G q （n 0）路面不平度系數(shù)，B 級路面時G q （n 0）=6. 4 105m 3第10期陳無畏等：車輛懸架中高頻振動傳遞分析與橡膠襯套剛度優(yōu)化27n 0參考空間頻率，n 0=0. 1m 1u 車速，m /sf 激勵頻率，Hz80. 89f最終，可以得到輸出點3的響應(yīng)為Y 3=G 32H 22+（2/K）G 221H 21X 1（6）因此，路面激勵位移均方根值為rms=圖3為汽車以60km /h行駛時，通過計算得到的中高頻段的激勵位移幅值圖，將以正弦掃頻的形式施加在輪胎與激振臺的接觸點處。G

14、q （f ）d f（2 ）懸架系統(tǒng)與車身結(jié)構(gòu)的連接點主要包括前、后懸架減振器上端連接點， 前懸架控制臂與副車架前、后連接點，后懸架扭轉(zhuǎn)梁與車身連接點，后懸架彈簧、減振器與車身連接點，如圖5所示。圖5Fig5懸架系統(tǒng)與車身結(jié)構(gòu)連接點示意圖Link points diagram between suspensionand body structure圖3Fig3路面激勵位移均方根曲線假設(shè)各連接點之間為線性關(guān)系，相關(guān)系數(shù)為1，則整個系統(tǒng)的傳遞函數(shù)可寫成H （f ）=式中RMS curve of road surface excitation displacement33. 1懸架中高頻振動傳遞特性分

15、析懸架振動傳遞分析在實際行駛中，汽車系統(tǒng)是一個多輸入多輸出H A j （f ）H B j （f ）（7）H A j （f ）、H B j （f ）各連接點傳遞的子系統(tǒng)A 和B 的傳遞函數(shù)矩陣整個系統(tǒng)在測試點的響應(yīng)可表示為因此，Y （f ）=H （f ）X （f ）（8）將路面激勵傳遞過程簡化為：從車輪傳來的路系統(tǒng)，面激勵作為子系統(tǒng)A 的輸入，子系統(tǒng)A 與子系統(tǒng)B 有多處柔性連接，子系統(tǒng)A 的輸出作為子系統(tǒng)B 的最終子系統(tǒng)B 輸出的響應(yīng)就是車身內(nèi)部的振輸入，動與結(jié)構(gòu)噪聲，如圖4所示9式中3. 2Y （f ）加速度響應(yīng)X （f ）輸入激勵計算結(jié)果分析。4由于各連接點的力矩難以獲得，所以只考慮3個方

16、向的力。從表2可以看出，對于車身結(jié)構(gòu)的圖4Fig4路面激勵傳遞路徑示意圖Transfer path diagram of road excitationX 方向的力主要由后懸架扭輸入，在整車坐標系下，Y 方向的力主要由前懸架轉(zhuǎn)梁與車身連接點輸入，Z 方向力主要由前懸架減振器、后懸各連接點輸入，架彈簧與車身連接點輸入。表2Tab2連接點傳遞力的均方根值RMS of transferred forces of different link nodes連接點位置前懸架減振器與車身連接點控制臂與副車架前連接點控制臂與副車架后連接點后懸架減振器與車身連接點后懸架扭轉(zhuǎn)梁與車身連接點后懸彈簧與車身連接點X

17、向38. 135. 823. 73. 9157. 955. 8Y 向966. 3868. 7254. 56. 4165. 66. 5Z 向4332. 2260. 218336. 76. 12860. 2以中高頻段激勵引起的車身座椅地板的加速度為最終響應(yīng)。子系統(tǒng)A 的輸出表示為（3）Y A2=H 21X A1+H 22X A2Y A1、Y A2、X A1、X A2系統(tǒng)A 的連接點1和2的輸出和輸入H 11、H 12、H 21、H 22系統(tǒng)A 的傳遞函數(shù)矩陣則連接處的頻率響假設(shè)柔性連接的剛度為K ，應(yīng)函數(shù)可表示為/K。由此，系統(tǒng)B 在各連接點的響應(yīng)可表示為Y B2=（2/K）G 22X B2（4）

18、Y B3=G 32X B3G 32系統(tǒng)B 的傳遞函數(shù)矩陣式中G 22、2Y A1=H 11X A1+H 12X A2N式中可以得到在連接點2，Y A2=Y B2圖6描述了座椅下方地板處垂直方向加速度的頻率響應(yīng)，施加激勵時，以指數(shù)方式遞增，曲線在較高頻率段存在3個峰值。3. 3懸架彈性阻尼元件對振動傳遞的影響在路面中高頻激勵范圍內(nèi)的振動傳遞，前、后懸X A2+X B2=0（5） 44. 1橡膠襯套剛度優(yōu)化分析橡膠襯套剛度靈敏度分析在汽車開發(fā)設(shè)計的后期，大部分設(shè)計參數(shù)已被5凍結(jié)，而橡膠襯套則保留較大的調(diào)整空間圖6Fig6。懸架座椅處地板加速度響應(yīng)系統(tǒng)中使用橡膠襯套連接有助于控制中高頻振動傳遞，但各

19、處襯套以及襯套不同方向的彈性特性對振可以找出動傳遞影響顯然不同。通過靈敏度分析，為系統(tǒng)參數(shù)優(yōu)化指明方向。對振動影響最大的參數(shù)，本文選取懸架與車身各主要連接點橡膠襯套作包括：前、后懸架減振器上端與車身連為研究對象，接襯套，控制臂與副車架連接前后襯套，后懸架與車身連接襯套。由于各襯套扭轉(zhuǎn)剛度對系統(tǒng)響應(yīng)的影響整體較小，因此只考慮各襯套3個方向的平動剛度。分析時以能體現(xiàn)車輛總的振動情況的座椅地板處垂向加速度均方根值為目標，即Acceleration response of floor below chair架的彈簧剛度和減振器阻尼變化對系統(tǒng)響應(yīng)的影響比較小。圖7 8分別描述了前懸架彈簧剛度與減振器阻尼

20、對響應(yīng)的影響 。圖7Fig7不同彈簧剛度下座椅處地板加速度的響應(yīng)Acceleration response of floor below chair according to different spring stiffnessy =RMS （a z ）式中a z 座椅地板處垂向加速度（9）對目標影響較大的參數(shù)為：前由表3可以看出，減振器上端襯套X 向和Z 向剛度，控制臂后襯套Y Z 向剛度。向剛度，扭轉(zhuǎn)梁與車身連接襯套Y 向、表3Tab3襯套剛度靈敏度%Sensitivity of stiffness of rubber bushings連接襯套位置前減振器與車身連接襯套控制臂前連接襯套X

21、向0. 080. 090. 580. 730. 26Y 向2. 580. 171. 510. 353. 64Z 向1. 580. 220. 330. 741. 96圖8Fig8不同阻尼下座椅處地板加速度響應(yīng)Acceleration response of floor below chair控制臂后連接襯套后減振器與車身連接襯套扭轉(zhuǎn)梁與車身連接襯套according to different damping coefficients圖9描述了使用橡膠襯套作為柔性連接和不使用襯套連接兩種情況下，系統(tǒng)響應(yīng)的對比。從圖中可以看出，使用襯套連接時，系統(tǒng)在整個研究頻率范特別是在較高的頻圍內(nèi)的響應(yīng)均較不使用

22、時要小，率段，作用更加明顯。說明襯套對控制中高頻振動傳遞、改善車輛NVH 特性中起到了重要作用。因此有必要對橡膠襯套的剛度進行匹配和優(yōu)化 。4. 2優(yōu)化結(jié)果及分析ADAMS /Insight模塊的試驗設(shè)計技術(shù)，即DOE（design of experiment ）技術(shù)，主要是通過合理設(shè)計試驗方案，有效控制試驗干擾，在試驗域內(nèi)選擇最有效的試驗點，用一系列的試驗取得關(guān)于研究對象的盡可能充分的信息，然后通過試驗得到系統(tǒng)的響應(yīng)值，并利用數(shù)學統(tǒng)計分析的方法，對相應(yīng)的試驗數(shù)據(jù)進行分析和評價，求出達到最優(yōu)響應(yīng)值時的試驗因子的最佳匹配。在橡膠襯套剛度靈敏度分析的基礎(chǔ)上，對結(jié)果影響較大的襯套剛度進行匹配優(yōu)化，直

23、接利用圖9Fig9橡膠襯套連接對系統(tǒng)響應(yīng)的影響Response comparison with /withoutrubber bushingsADAMS 的DOE 技術(shù)，采用響應(yīng)曲面法（RSM ）作為試驗方法，選擇D_Optimal為試驗設(shè)計方式創(chuàng)建設(shè)計矩陣，以車身座椅地板處垂直方向的加速度均方試驗因子選擇對目標影響最大的根值為試驗?zāi)繕耍?個因子。在總共進行了128次仿真試驗后，采用二次模型擬合試驗因子和目標之間的關(guān)系，得到最終的回歸模型，并對該模型進行優(yōu)化，可得到優(yōu)化后的結(jié)果，如表4所示。表4Tab4襯套剛度優(yōu)化結(jié)果圖10襯套剛度優(yōu)化前、后加速度功率譜對比Fig10Acceleration

24、PSD comparison before and after optimizationN /mm前減振器與車身連接襯套X 向優(yōu)化前優(yōu)化后24401952Z 向1160974控制臂后連接襯套Y 向646517扭轉(zhuǎn)梁與車身連接襯套Y 向16001712Z 向350343Optimized stiffness of rubber bushings動傳遞特性。（2）從提高懸架隔振性能的角度出發(fā)，分析了扭轉(zhuǎn)梁和橡膠襯套對整車底盤/懸架系統(tǒng)中副車架、振動的影響。根據(jù)上文的仿真結(jié)果對比可以看出，懸架系統(tǒng)中彈簧剛度與減振器阻尼參數(shù)在中高頻段所起的隔振作用并不明顯，而起柔性連接作用的橡膠襯套則影響較大。（3）

25、懸架系統(tǒng)的橡膠襯套，在汽車設(shè)計時有較大的靈活性。針對橡膠襯套剛度對整車振動的影響進行靈敏度分析，在靈敏度分析的基礎(chǔ)上，對影響較地板處的大的襯套的剛度進行了優(yōu)化。結(jié)果顯示，垂向加速度均方根值在整個研究頻率范圍內(nèi)由477. 9mm /s2降至454. 2mm /s2，降低了5%，驗證了襯套剛度的合理選取有助于提高懸架系統(tǒng)中高頻振動傳遞性能。文獻將優(yōu)化后的結(jié)果代入模型中進行仿真，分析襯套剛度變化對車輛振動的影響。由圖10可以看出在中高頻段，襯套剛度優(yōu)化后座椅地板處的垂向加速度功率譜比優(yōu)化前有所下降。加速度均方根值在整個研究頻率范圍內(nèi)由477. 9mm /s降至454. 2mm /s，降低了5%。22

26、5結(jié)論（1）利用CAE 方法，建立某微型轎車的整車虛擬樣機，充分利用ADAMS 軟件中的Vibration 模塊， 分析了懸架系統(tǒng)不同部件對路面中高頻段激勵的振參1考J 農(nóng)業(yè)機械學報，2003，34（3）：26 28王國權(quán)，許先鋒，王蕾，等汽車平順性的虛擬樣機試驗Wang Guoquan ，Xu Xianfeng ，Wang Lei ，et alVirtual vehicle ride comfort test on vehicle J Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery ，2003，34（3）：26 2

27、8（in Chinese ）2J 機械設(shè)計與制造，2006（7）：75 76隗寒冰，鄧楚南，何文波基于ADAMS 軟件的汽車平順性仿真分析Kui Hanbing ，Deng Chunan ，He WenboSimulation of the vehicle comfort based on the ADAMS J Machinery Design 2006（7）：75 76（in Chinese ）Manufacture ，Ji-Un Lee ，Jin-Kwan Suh ，Seung-Kab JeongDevelopment of input loads for road noise analysis C SAE Paper 2003-01-1608，2003Joonhyung Park ，Perry G UA new experimental methodology to estimate chassis force transmissibility and applications to road C SAE Paper 2003-01-1711，2003NVH improvement Yang Xiaobo ，Sudhakar MedepalliSe