動力總成懸置系統剛度優化研究

孫慶勇 王登琦 蘇成林

摘 要：汽車動力總成懸置系統是指動力總成與車架或車身之間的彈性連接系統，它起著支承、隔振和限位的作用，該系統性能設計的優劣直接關系到發動機振動向車體的傳遞，影響整車的NVH（Noise，Vibration and Harshness）性能。

關鍵詞：車輛工程；動力總成；懸置系統；解耦；NVH

引言：

隨著汽車工業的發展和道路條件的不斷改善，發動機成為汽車振動的主要振源。一組合適的懸置系統能起到很好的隔振作用，提高乘坐舒適性。懸置系統的設計需要達到共振頻率的合理分配、提高主振動方向的能量解耦率和限制振動位移過大的目標。傳統的優化設計方法是在共振頻率和解耦率滿足要求的條件下求得懸置系統剛度的確定性最優解。

1動力總成懸置系統

1.1動力總成懸置系統簡化建模

動力總成懸置系統固有頻率遠遠小于動力總成彈性模態頻率，因此在對懸置系統進行研究時常將動力總成和車架假定為剛體。用于發動機和車架連接的橡膠懸置，由于阻尼不大，且動力總成是小幅振動，因此建模時其阻尼予以忽略；懸置的3向剛度則用3個相互垂直的彈簧連接表示，這3條軸線為彈性主軸。此外，建立模型時需建立幾個坐標系：①定坐標系G0-XYZ，原點G0位于動力總成靜平衡時的質心；Z軸平行于曲軸軸線，指向發動機前方；Y軸垂直于曲軸方向向上；X軸按右手定則確定。②動坐標系GXYZ，原點G固結在動力總成質心處，靜平衡時動、定坐標系重合。動力總成剛體振動是由動坐標系相對于定坐標系平動和繞3個坐標軸轉動合成。因此廣義坐標為X、Y、Z、θx、θy、θz[5-6]。基于此，動力總成懸置系統簡化力學模型和ADAMS模型分別如圖1。發動機為4點懸置，前后各2點，變速箱前面與發動機后部螺栓連接，后面為1點懸置，每個點為3自由度，故動力總成懸置系統模型共15自由度。

在扁擔梁柔性體相應位置施加X、Y、Z這3個方向力得到力-變形曲線，其斜率即為單向剛度，其X、Y、Z這3個方向剛度分別為：12000、3100、1420N/mm。

1.2優化前仿真結果對模型中各元件賦值，如對于動力總成輸入質心位置、轉動慣量等參數，各懸置輸入初始剛度值。經過ADAMS振動分析求解器Vibration求解得到優化前系統前6階模態頻率及能量占比分布見表1。

1.3變速箱彈性支撐剛度

發動機懸置的3向剛度一般可從懸置供應商處直接獲得，但變速箱彈性支撐——扁擔梁則需要通過一定技術手段獲取。筆者采用柔性體建模方法獲得扁擔梁剛度曲線，采用柔性體方法獲取剛度曲線具體步驟為：將3D模型導入有限元分析軟件，劃分網格、定義外連接點、設置模態信息，將模型導出mnf柔性體文件，最后將柔性體文件導入ADAMS添加約束及載荷，查看剛度曲線。筆者對懸置系統進行優化設計選用的是6缸4沖程發動機，其怠速轉速為600r/min，故怠速激振頻率為30Hz。按照隔振理論，懸置系統最高頻率不得超過激振頻率的1/√2倍，即21.2Hz。同時考慮到路面激勵及底盤系統影響，懸置系統最小頻率應高于5Hz。由表1可看出：優化前懸置系統第6階固有頻率過高，同時第1、6階方向的能量占比分別只有62.99%和70.48%，解耦度不高。因此該懸置系統需要進行優化。

2動力總成懸置系統優化

2.1能量解耦法通常動力總成懸置系統的6個剛體模態之間存在不同程度的耦合，耦合作用會導致系統隔振性能變差，降低汽車舒適性。目前常采用能量解耦法對動力總成懸置系統進行優化。它有兩個優點：1）可以在原坐標系上對系統解耦：2）僅需對系統進行自由振動分析即可求得剛體模態參數，具有普遍的實用性。能量解耦率的高低是評價懸置系統隔振設計好壞的一個重要指標。當系統做第m階模態振動時，第l方向的廣義坐標分配的能量分布digml為

式中：Em為第m階模態頻率下各方向振動的總能量，m=1，2，…，6：Eml為第m階模態頻率下第l方向的振動能量。φml為第m階模態振動時第l方向的振型：φmj為第m階模態振動時第j方向的振型，l﹑j=1，2，…，6：Mlj為系統質量矩陣M中第l行、第j列元素。digml反映系統做第m階模態振動時，第l方向的廣義坐標與其他坐標間的耦合程度。digml數值越大，表示系統解耦程度越高。當digml=100%時，表示系統完全解耦，即系統第l方向的廣義坐標上的運動與其他坐標上的運動彼此獨立。

2.2目標函數的建立

懸置系統要求6個運動方向盡可能解耦，因此懸置系統優化設計問題歸為一個多目標函數的優化問題。但是由于懸置系統的復雜性，使得求解多目標函數的優化問題比較困難，因此一般都采用線性加權的方法將多目標優化問題轉化為單目標優化問題來解決，因此，取懸置系統6個廣義坐標對應的主振動能量分布的加權函數和作為優化目標函數。定義目標函數f（x）為：

式中：βm為加權因子。對于縱置發動機，其主要激勵集中于沿Z方向的垂向模態和繞X軸方向的滾轉模態，故此兩階模態解耦程度要求較高。在優化過程中，此兩階模態的加權因子取值較大：此外，根據多次的優化結果調整加權因子，以便獲得最優結果。

2.3設計變量選擇

由式可知，解耦程度與質量矩陣和剛度矩陣相關。系統質量矩陣由動力總成的質量和慣性參數決定：系統剛度矩陣由懸置安裝角度、安裝位置及懸置剛度決定。某國產商用車現處于造車階段，因而動力總成、各懸置在車身上的安裝位置和安裝角度不能改變，即不能作為優化對象，因此僅能選取各懸置元件剛度作為設計變量。

3實車振動試驗

眾所周知，懸置系統并不是汽車中獨立的振動系統，單獨分析懸置系統的優化結果只是停留在它的理論設計階段，因此，根據計算結果開發新懸置樣件，安裝樣件到汽車上，進行實車振動試驗，以測得的懸置隔振率來論證優化后懸置系統的隔振性能。發動機機體、車身的振動加速度都是隨機信號，振動加速度的幅值也是隨機變量，所以工程實踐常用加速度均方根值描述振動加速度幅值的統計規律。

結束語：

利用ADAMS軟件進行懸置系統建模仿真優化可達到預期。另外利用此方法可縮短設計周期，提高設計效率，對設計結果進行有效預測并減小了設計風險，為動力總成懸置系統設計開發及優化提供了一條有效途徑。

參考文獻

[1] 尹慶，谷正氣，陶堅，伍文廣，徐亞.電動輪自卸車動力總成懸置系統分析與優化[J].中國機械工程，2013，24（20）：2826-2831.

[2] 夏毓芳，童芳，嚴錦偉，嚴錦偉，黃大志.動力總成懸置系統優化仿真分析[J].汽車科技，2013（05）：57-64.

[3] 潘道遠，高翔，夏長高，劉芳先.典型工況下動力總成懸置系統動態振動位移分析[J].機械設計與研究，2013，29（03）：18-22.

[4] 張偉，黃振磊，胡培龍，上官文斌.動力總成懸置系統防扭拉桿等效剛度的計算與應用[J].汽車技術，2012（12）：40-43.

[5] 關偉，梁天也，陳曉梅.汽車動力總成懸置系統優化設計[J].農業裝備與車輛工程，2012，50（12）：60-63