汽车悬架控制臂液压衬套动态特性实测与计算分析

振 动 与 冲 击 第26卷第9期JOURNAL OF VI BRATI ON AND SHOCKVol . 26 No. 9 2007 汽车悬架控制臂液压衬套动态特性实测与计算分析 基金项目:国家自然科学基金(50575073)、 汽车安全与节能国家重点实验 室开发基金( KF2006 - 06)、 广东省自然科学基金博士启动项目 (04300111)资助 收稿日期: 2006 - 10 - 12 修改稿收到日期: 2006 - 12 - 13 第一作者 上官文斌 男,博士, 1963年10月生 上官文斌 1, 2 , 徐 驰 2 (1. 华南理工大学,汽车工程学院,广州 510641; 2.宁波拓普声学振动技术有限公司,浙江宁波 315800) 摘 要:在汽车悬架系统中,为了满足其低频振动控制和高频隔振性能的要求,对控制臂衬套动态特性的要求是 不一致的。常见的橡胶衬套很难提供在低频振动控制时所需要的大阻尼。液压衬套是一种可在一个较大的频率范围内 提供大阻尼和大刚度的振动控制元件,目前它在悬架系统中得到了广泛的应用。介绍了可在径向或轴向方向提供大阻尼 和大刚度的两种结构型式的液压衬套,实验测试了它们的静态特性、 动刚度和阻尼及其与激振频率和激振振幅的相关性; 建立了液压衬套动特性计算分析的集总参数模型,利用该模型计算分析了一液压衬套的动刚度和滞后角,计算结果和实 验值的对比结果证明了模型的正确性。最后给出了液压衬套在解决由于路面或车轮不平衡激励而引起方向盘振动问题 的应用实例。 关键词:汽车悬架;控制臂;液压衬套;集总参数模型;动态特性分析 中图分类号:TH113;U464 文献标识码: A 近年来,随着汽车的轻量化设计,汽车悬架系统的 NVH (Noise, Vibration and Harshness)特性对汽车NVH 特性的影响越来越大。悬架控制臂与车身的连接是通 过衬套连接的,为了有效地控制来自路面或者车轮的 不平衡激励(低频、 大振幅激励)而引起车身的振动,希 望衬套元件具有较大的阻尼,目前汽车悬架系统中应 用的橡胶衬套的滞后角一般在10 以下,虽然可以通过 调整橡胶配方的方法使橡胶衬套的滞后角达到15 20,但是这种橡胶衬套的疲劳性能和蠕变性能很差, 无法在汽车上应用。 解决这些矛盾的有效方法就是在橡胶衬套中封装 液体,利用流体通过流道时产生的阻尼而增大衬套的 阻尼。 本文介绍了可在径向或轴向方向提供大阻尼和大 刚度的两种结构型式的液压衬套,实验测试了液压衬 套的静态特性、 动刚度和阻尼及其与激振频率和激振 振幅的关系,建立了液压衬套动特性计算分析的集总 参数模型,利用该模型计算分析了一液压衬套的动刚 度和滞后角,计算结果和实验值的对比结果证明了模 型的正确性。论文最后给出了液压衬套在解决由于路 面或车轮不平衡激励而引起方向盘振动问题的应用 实例。 1 液压衬套静、 动态特性的实验测试结果 目前在悬架控制臂中应用的液压衬套有两种基本 的结构型式:可在轴向或者径向方向提供大阻尼和大 刚度的液压衬套(简称轴向型或径向型 ) , 如图1所示。 由图可见,无论是轴向型还是径向型的液压衬套,两个 液室均为提供体积刚度的工作液室,液压衬套的这种 结构特点与航空发动机中应用的液阻悬置 3, 4 的结构 类似。当衬套在轴向或径向方向受到低频、 大振幅激 励时,它可在轴向或者径向提供较大的阻尼,从而衰减 由于路面或车轮的不平衡激励通过悬架传递到车身的 动态力,减少车身的振动。 (a) 轴向型 (b) 径向型 图1 液压衬套的结构 衬套的静、 动态特性的测试是利用宁波拓普减震 系统有限公司测试中心MTS 831振动实验台进行的, 实验方法及数据处理方法与汽车动力总成液阻悬置 静、 动态特性的测试和数据处理方法类似 1 。图 2给 出了图 1 (a) 中轴向型液压衬套和与之对应的橡胶衬 套静态特性的对比曲线。在装配衬套时,如果其中不 封装液体,将该衬套定义为橡胶衬套。由图2可见,无 论在轴向方向还是在径向方向,液压衬套的静刚度均 比橡胶衬套的静刚度大,这是由于液压衬套中的两个 液室均为工作液室和液压衬套中的液体具有不可压缩 的特性。 (a) 轴向方向 (b) 径向方向 图2 轴向型衬套的静态特性 图3给出了图 1 (a) 所示的轴向型液压衬套在轴 向方向受到不同振幅激振时的动态特性。由图可见, 液压衬套的动刚度和阻尼随激振振幅和频率变化而变 化,当激振振幅增加时,高频部分的动刚度和滞后角减 少,液压衬套这种随激振振幅变化的动态特性与液阻 悬置动态特性随激振振幅变化特性是一致的 1 。但液 压衬套滞后角峰值的频率随激振振幅的变化很大(例 如当激振振幅为0. 1mm时,滞后角峰值的频率为 40 Hz,而当激振振幅为1 mm时,滞后角峰值的频率为 22 Hz) ,而液阻悬置滞后角峰值的频率几乎不随激振 振幅的变化而变化 1 。另外 ,液压衬套在很宽的频率 范围内(10 Hz80 Hz)提供大阻尼(滞后角大于15 ) , 而液阻悬置只是在一个频率点附近提供大阻尼 1 。 (a) 动刚度 (b) 滞后角 图3 轴向型衬套在轴向方向的动态特性 图4给出了轴向型液压衬套和与之对应的橡胶衬 套在径向方向动态特性的对比曲线。由图4可见,在 径向方向受到激励时,轴向型液压衬套的动态特性(动 刚度和滞后角)和橡胶衬套的动态特性类似,但液压衬 套的动刚度略大,这是由于液压衬套中的液体具有不 可压缩的特性确定的。 径向型液压衬套在径向和轴向方向的静动态特性 与轴向型液压衬套在轴向和径向方向的静、 动态特性 类似,在此不一一列举。 (a) 动刚度 (b) 滞后角 图4 轴向型液压衬套和橡胶衬套在径向方向动态特性的对比 2 液压衬套动态特性的计算分析 图5为图1所示的液压衬套动态特性计算分析的 集总参数模型,其中Kr、Br为橡胶衬套的刚度和阻尼, P1、P2为两个液室的压力。Ii为惯性通道中液体的惯 图5 液压衬套动态特性分析的集总参数模型 性系数,Ri1和Ri2分别为液压衬套惯性通道对其中液体 8振 动 与 冲 击 2007年第26卷 流动的线性和非线性流量阻尼系数,其值与惯性通道 的截面形状、 管壁的粗糙度和液体的粘度等有关, Ii和 Ri1、Ri2的定义式为 6 Ii= mi/A 2 i, Ri1 = 1/A 2 i, Ri2 = 2/A 5 i, (1) 上式中mi、Ai分别为惯性通道中液体的质量和惯 性通道的截面积, 1 、 2分别为液体在惯性通道中流动 的粘性阻尼与流体速度项和平方项成比例的比例 系数。 液压衬套中的两个液室一般具有相同的结构,因 此它们的体积刚度 (K V1与KV2,单位为N /m 5 )和体积膨 胀阻尼(BV1与BV2,单位为N. s/m 5 )相同,令KV、BV为 两个液室的体积刚度和体积膨胀阻尼之和,即 Kv= Kv1+ Kv2, BV= Bv1+Bv2(2) 图6中的KVV和BVV分别为KV和BV的等效线刚度 和等效粘性阻尼,定义为 KVV= KV/A 2 p, BVV = BV/A 2 p (3) 上式中AP为液室的等效活塞面积。 设图6所示的机械-液压系统的状态变量为X= (x 1, x2, x3) T = ( P, xp, Qi) T ,其中 P ( =P1-P2)为两 个液室的压力差, xp为液室等效活塞面积的位移, Qi为 惯性通道中液体流动的体积流量 (m 3 /s) ,由金属内管 的平衡方程、 液体流动的连续方程 6 和液体在惯性通 道中流动的动量方程 6可得系统的动力学分析方程为 (a) 动刚度 (b) 滞后角 图6 液压衬套动特性的计算值与实验值的对比 (激振振幅: 1mm) A X + BX = C(4) 上式中 A= 0Bvv0 0Ap0 00-Ii B= ApKVV0 00- 1 10- (R i1+Ri2|x3|) C= BVVx +KVVx 0 0 激振位移 x ( t) 与动反力 F ( t) 的关系为 F ( t) = Krx ( t) +Brx ( t) +PAp (5) 在位移 x ( t) 的激励下,求解方程(4)可得 P ( t) , 由下式求得液压衬套的复刚度K(s) K(s) =L F ( t) / Lx ( t) = Kr+ sBr+Ap P (s) x (s) (6) 上式中L为Laplace变换,由复刚度可以求出液压衬套 的动刚度和滞后角 1。 如果忽略液体在惯性通道中流动的非线性阻尼系 数,即假定Ri2=0,则液压衬套的复刚度可以写成 K(s)= Kr +Brs + A 2 p ( I is 2 + Ri1s) (BVVs + KVV) ( I is 2 + Ri1s)A 2 p +BVVs + KVV (7) 将式(3)代入上式,有 K(s)= Kr +Brs +A 2 p ( I is 2 + Ri1s) (BVs + KV) Iis 2 + Ri1s +BVs + KV = K1+ jK2 (8) 上式中 K1=Kr+A 2 p 2 Ii 2 ( I iKV-B 2 V)-KV ( I iKV-R 2 i1 ) (K V- 2 Ii) 2 + 2 (B V+Ri1) 2 K2=Br+A 2 p I 2 iBV4+BVRi1 (B V+Ri1) 2 +K 2 VRi1 (K V- 2 Ii) 2 + 2 (B V+Ri1) 2 当Ri2=0时,液压衬套复刚度的计算公式(8)与文 献3中给出的航空发动机液阻悬置复刚度的计算公 式相同。文献3中航空发动机液阻悬置的结构与液 压衬套的结构类似,即两个液室均为工作液室。 如果不考虑系统的阻尼,即假定Br、BV、Ri1和Ri2均 为0,液压衬套的动刚度为 K = Kr+ 2 Ii 2 - KV A 2 pKVIi (9) 由(9)式可见,当激振频率趋于0时, KKr;当激 振频率很高(趋于无穷)时, KKr+KVA 2 p,为一参数。 这些结论与由汽车动力总成液阻悬置动特性分析的集 总参数模型所得到的结论一致 5。 9第9期 上官文斌等:汽车悬架控制臂液压衬套动态特性实测与计算分析 图6为利用公式(8)计算得到的液压衬套的动态 特性和实验值的对比曲线,计算所用的参数为: Kr= 5e5 N /m、Br= 100N. s/m、Ii= 67 547kg/m 4、 Kv1=Kv2= 4. 8e9 N /m 5、 Bv= 5. 1e6 N. s/m 5、 Ap= 0. 012 5 m 2。由 图可见,计算值与实验值吻合得较好,证明了文中所建 立的集总参数模型的正确性。 3 液压衬套在悬架控制臂中的应用 图7给出了径向型液压衬套在汽车悬架系统中的 应用。图7 (a)中的液压衬套主要是为了衰减由于制 动时车轮抖动激励而导致的转向盘的振动,图7 (b) 中液压衬套的应用主要是为了衰减作用在车轮上的横 向力传递到车身上的力。 (a) (b) 图7 径向型液压衬套在悬架控制臂中的应用 在悬架控制臂中利用液压衬套时,可有效地隔离 由于路面的激励、 轮胎的不平衡或由于制动时车轮的 抖动而传递到车身的力,显著地降低转向盘的振动 7 。 图 8 (a) 为一轿车前悬架下控制臂中应用橡胶衬套和液 压衬套时,由于制动时车轮抖动而引起的方向盘缘边 的振动加速度的实验值,由图可见,采用液压衬套以 后,振动加速度的峰值下降了近50%。图8 (b)为由于 车轮不平衡激励时,转向盘缘边的振动加速度的实测 值,由图可见,在前控制臂中采用液压衬套以后,振动 加速度的峰值下降了近27%。 4 结 束 语 本文论述了汽车悬架控制臂中液压衬套产生的背 景,介绍了液压衬套的结构,实验测试了一轴向型液压 衬套的静动态特性,揭示了悬架控制臂系统中液压衬 套与发动机悬置系统中液阻悬置静、 动态特性的异同, (a) 制动车轮抖动激励 (b) 车轮不平衡激励 图8 不同激励时,方向盘缘边的振动加速度 7 建立了液压衬套动态特性计算分析的集总参数模型, 利用该模型计算分析了一液压衬套的动刚度和滞后 角,计算结果和实验值的对比结果证明了模型的正确 性。给出了悬架控制臂中应用液压衬套后对降低转向 盘的振动加速度的应用实例。 参 考 文 献 1吕振华,上官文斌,梁 伟,罗 捷.液阻型橡胶隔振器动 态特性实验方法及实测分析J .中国机械工程, 2003, 15 (2) : 182186. 2上官文斌,吕振华.液阻型橡胶隔振器非线性特性的仿真 分析J .振动工程学报, 2003, 16 (4) : 393398. 3 MillerL R, AhmadianM, Nobles CM, SwansonD A. Model2 ing and perfor mance of an experimental active vibration isolator J .Transactions of the AS ME, Journal of Vibration and A2 coustics, 1995, 117: 272278. 4 Ahn Y K, Song J D, Yang B S .Opti mal design of engine mount using an artificial life algorithm J .Journal of Sound and Vibration, 2003, 261: 309328. 5 Colgate J E, Chang C T, Chiou Y C etc. Modeling of a hydrau2 lic engine mount focusing on response to sinusoidal and com2 posite excitations J .Journal of Sound and Vibration 1995, 184: 503528. 6 Shangguan Wen2Bin, LZhen2Hua. Modeling of a hydraulic engine mount with fluid structure interaction finite element a2 nalysisJ .Journal of Sound and Vibration, 2004, 275 (1/ 2) : 193221. 7 SauerW, Guy Y . Hydro bushings2InnovativeNVH solutions in chassis technology .SAE Technical Paper Series 20032012 1475. 2003. 01振 动 与 冲 击 2007年第26卷 SEP 2007JOURNAL OF V I BRATI ON AND SHOCKVol . 26 No. 9 2007 HYDRODYNAM IC BEHAVI ORS OF A FLOATING ELASTIC PLATE UNDER A PERI OD IC EXTERNAL LOAD ZHAO Cun2bao 1 , ZHANG Jia2zhong 1 , HUANGW en2hu 1 , W EI Ying2jie 1 , L I N ing 2 (1. Depart mentAerospace Engineering 2. China Ship Academy, Beijing 100085, China) Abstract: Based on theory of water wave and dynamics of Mindlin thick plates, the dynamic behaviors for the steady forced oscillationsof a floating elastic plate excited by a localized external load are presented using theW iener2Hopf technique.Firstly, the results obtained from the present method are compared with the calculations from other methods and those are analyzed.Secondly, the distributions of deflection and the bending moment in plates under three kinds of periodic loadings are investigated. Finally, the relationship among the deflection amplitude distribution of the plate and the central positions and the distribution widths of different periodic loadings are analyzed. Key words: hydroelastic problem; elastic floating plate; periodic external load EXPERI M ENT AND CALCULATI ONM ETHODS FOR ANALYZING DYNAM IC PERFORMANCES OF HYDRAUL IC BUSHINGS USED IN CONTROL ARM S OF A SUSPENSI ON SHANGGUAN W en2bin 1,2 , XU Chi 2 (1. School ofAutomotive Engineering, South China University of Technology, Guangzhou 510641, China; 2. Ningbo Tuopu Vibro2Acoustics Co. Ltd. , Ningbo Zhejiang 315800, China) Abstract: To meet the requirementsof lower frequency vibration control and higher frequency vibration isolation for automotive suspension systems, bushings used in the control ar m of a suspension are needed to have different dynamic be2 haviors. The widely used rubber bushings cantprovide large damping for suppressing vibrations from road and / orwheel unbalance. Hydraulic bushings that can provide large damping and large stiffness in a broad frequency range are now widely used as a lower frequency vibration control component in suspensions .The configurations of two types of hydraulic bushingswhich can provide large damping and large stiffness in axial2or radial2directions, are introduced firstly .Then the measured static and dynamic characteristicsof a hydraulic bushing are given. A lumped parametermodel for estimating dynamic performances of a hydraulic bushing is presented, and the dynamic perfor mances of a hydraulic bushing are cal2 culated with the proposed model . Comparison between the results of calculation and experiment indicates the rightness of the proposed model .Finally, some applications of hydraulic bushings for solvingNVH (Noise, Vibration and Harshness) problems in suspensions are