基于Adams軟件的發(fā)動機右懸置總成優(yōu)化設計

龍祖榮，程志謀，楊 紅，羅彥飛

（東風柳州汽車有限公司 技術中心，廣西 柳州 545005）

隨著人們生活水平的提高，對車輛舒適性能的要求也越來越高。發(fā)動機是車輛的一個主要振源，其振動經(jīng)懸置系統(tǒng)傳遞至車身。所以懸置系統(tǒng)的設計，是汽車減振的關鍵因素之一。

在懸置系統(tǒng)設計過程中，根據(jù)發(fā)動機總成、主要激振力、安裝條件等因素，確定基本的設計參數(shù)，然后借助Adams建立虛擬樣機，實現(xiàn)在計算機上仿真復雜機械系統(tǒng)的運動和動力性能，計算出模態(tài)頻率和振型、解耦水平等，為我們設計、優(yōu)化一個懸置系統(tǒng)，提供了高效的途徑。

1 發(fā)動機懸置系統(tǒng)設計

發(fā)動機懸置系統(tǒng)，包括發(fā)動機總成（發(fā)動機、變速箱）以及數(shù)個懸置元件，發(fā)動機總成通過懸置元件與車身相連。

發(fā)動機懸置系統(tǒng)的減振性能，受到多種設計因素的影響，主要有：

（1）剛度。懸置元件在3個彈性主軸方向上的（動、靜態(tài)）剛度；

（2）阻尼。懸置元件在3個彈性主軸方向上的（動、靜態(tài)）阻尼；

（3）布局。懸置元件的空間布局方式（位置坐標）；

（4）角度。懸置元件彈性主軸與動力總成質(zhì)心坐標軸間的夾角；

（5）質(zhì)量特性。動力總成的剛體質(zhì)量、質(zhì)心、轉(zhuǎn)動慣量及慣性積。

發(fā)動機懸置系統(tǒng)的設計，根據(jù)發(fā)動機總成的慣性參數(shù)及懸置系統(tǒng)的布局，通過匹配各懸置的剛度，來實現(xiàn)發(fā)動機缸體模態(tài)的解耦和模態(tài)頻率的合理分布。模態(tài)耦合將導致發(fā)動機總成的振幅加大，共振頻率范圍過寬，若模態(tài)頻率與激振力的頻率相近，將會導致共振。

2 Adams在設計優(yōu)化中的工程應用

2.1 建模

某車型配備直列四缸渦輪增壓發(fā)動機，在發(fā)動機怠速時地板有較大的振動，因此需要對現(xiàn)有發(fā)動機懸置系統(tǒng)進行評價及改進。動力總成采用三點懸置，左、右懸置與車身縱梁連接，后懸置與副車架連接。發(fā)動機總成慣性參數(shù)如表1所示。

表1 發(fā)動機總成轉(zhuǎn)動慣量及慣性積

在多體動力學軟件Adams/View中建立發(fā)動機懸置系統(tǒng)動力學模型，假設發(fā)動機總成為剛體，而懸置簡化為一端固定在發(fā)動機上另一端固定到車架上的彈性體，具有沿3個軸線方向的線剛度和阻尼，在Adams軟件中，軸套（Bushing）工具也具有3個方向的線剛度和阻尼，因此可用軸套模擬橡膠懸置。車架視為剛體，軸套（Bushing）一端與發(fā)動機相連，另一端可直接與大地相連。在模型中給（Bushing）施加相同的三向剛度值，安裝位置參照實物如圖1所示。

圖1 動力總成懸置系統(tǒng)Adams模型

2.2 懸置優(yōu)化計算

在模型中建立驅(qū)動力時，可以把發(fā)動機氣缸內(nèi)燃氣壓力延拓為周期函數(shù)，這樣其他相關的力，用周期函數(shù)近似表達，就較好地模擬了實際發(fā)動機的工作狀況，可以獲取各個轉(zhuǎn)速下的往復慣性力和力矩。

發(fā)動機氣缸內(nèi)燃氣溫度可達到900～1 000℃，對活塞的壓力3～5MPa。發(fā)動機轉(zhuǎn)速n=750 r/min。

通過以上分析，把數(shù)據(jù)代入公式可得：

由于該車型的發(fā)動機安裝位置、方式以及懸置軟墊的形狀已基本確定，結(jié)合車型的實際情況分析，靠發(fā)動機側(cè)的右懸置處的車身縱梁處振動比較大，所以懸置優(yōu)化設計變量選擇右懸置剛度：

（1）右懸置總成Z方向的拉壓剛度；

（2）右懸置總成X方向的剪切剛度

（3）右懸置總成Y方向的剪切剛度。

從工況條件出發(fā)，依據(jù)有關振動理論并結(jié)合工程經(jīng)驗，確定如下的優(yōu)化設計約束條件：

一是懸置處發(fā)動機一側(cè)的位移動態(tài)響應幅度，不大于10 mm；

二是質(zhì)心處的位移動態(tài)響應幅度，不大于5 mm；

三是為避免懸置動態(tài)頻率接近怠速頻率，Z向剛度不大于800 N/mm。

2.3 優(yōu)化設計及結(jié)果分析

發(fā)動機懸置系統(tǒng)的評價指標，主要有懸置元件的振動衰減率是否滿足要求；振動的解耦程度是否滿足要求；模態(tài)頻率的分布是否滿足要求。第一個主要通過試驗來測得，故此，我們首先來分析后兩個因素。

發(fā)動機懸置系統(tǒng)的動力學模型，是一個空間六自由度的振動系統(tǒng)，沿X方向的運動稱為縱移，沿Y方向的運動稱為橫移，沿Z方向的運動稱為豎移，繞X軸的轉(zhuǎn)動稱為側(cè)傾，繞Y軸的轉(zhuǎn)動稱為俯傾，繞Z軸的轉(zhuǎn)動稱為橫擺。

對于實際的發(fā)動機懸置系統(tǒng)，其固有振型一般不是單一的沿上述6個方向的，而是沿著某幾個方向的運動合成，并且在發(fā)動機激振以后，還存在耦合振動，即同時存在2個以上的振型。

我們利用Admas/Linear、Admas/Vibaration振塊耦合程度分析和模態(tài)頻率分布分析，對發(fā)動機懸置系統(tǒng)進行分析，得到各個模態(tài)的固有頻率如表2所列。

表2 6個模態(tài)的固有頻率（Hz）

振型如圖2所示。

圖2 發(fā)動機懸置系統(tǒng)6個模態(tài)振型

6個模態(tài)中各個自由度的能量分布，如表3所列。

表3 優(yōu)化后的發(fā)動機懸置系統(tǒng)六個模態(tài)中各個自由度的能量分布百分比（%）

發(fā)動機懸置系統(tǒng)的頻率分布在5～15 Hz，高于車身的垂直方向的頻率，又低于傳動系統(tǒng)的扭振頻率，是發(fā)動機懸置系統(tǒng)的合理頻率分布范圍，優(yōu)化后右懸置的剛度如表4所列。

該懸置系統(tǒng)模態(tài)能量解耦狀況，總體上獲得了一定程度的提高，但由于受到約束條件的限制，懸置系統(tǒng)解耦還無法完全達到理想的效果。

根據(jù)計算結(jié)果開發(fā)新懸置軟墊，分別測量了懸置及車身的振動試驗數(shù)據(jù)，如表5所列。

從試驗結(jié)果對比可以看出，發(fā)動機怠速振動有了很大的改善。

3 結(jié)束語

汽車發(fā)動機懸置系統(tǒng)的設計，既是復雜的，又是重要的。本文通過利用Admas軟件，建立發(fā)動機懸置系統(tǒng)的空間六自由度的振動模型，在求解懸置系統(tǒng)主要振型和能量解耦的基礎上，優(yōu)化懸置剛度，并根據(jù)優(yōu)化后的剛度參數(shù)，開發(fā)懸置樣件；通過試驗驗證了新開發(fā)的懸置系統(tǒng)，更好地衰減了動力總成向車身的振動傳遞，為以后發(fā)動機懸置系統(tǒng)的優(yōu)化設計及多目標優(yōu)化計算，奠定了良好的基礎。

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