基于激勵解耦法的汽車動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設計

張興川

Zhang Xingchuan（安徽省汽車產(chǎn)品質量監(jiān)督站，安徽 合肥 230051）

0 引 言

隨著道路條件的改善和汽車設計的輕量化，發(fā)動機成為汽車中的最大振源，動力總成懸置系統(tǒng)作為發(fā)動機和車身之間的隔振系統(tǒng)，其性能設計優(yōu)劣直接影響整車的NVH性能[1]。以往對動力總成懸置系統(tǒng)進行研究時，大多是假設動力總成直接連接到地面上，只考慮動力總成 6自由度模型，未考慮整車其他部分，如副車架、車身、懸架以及車輪等其他彈性基礎對其性能的影響[2-3]。實際上，動力總成懸置系統(tǒng)處于整車復雜的多自由度系統(tǒng)中，與其他子系統(tǒng)存在著耦合作用[4-5]。

文中在對動力總成懸置系統(tǒng)進行優(yōu)化設計時考慮了底盤系統(tǒng)的影響，根據(jù)解耦應該與某一特定的激勵有關的理論，以某國產(chǎn)轎車為例，運用改進的遺傳算法，通過使能量解耦度在轉矩軸方向和垂直方向最大化來尋找懸置系統(tǒng)的最優(yōu)參數(shù)。

1 動力總成與底盤系統(tǒng)耦合模型

懸置系統(tǒng)的研究并不是一個獨立過程，需要考慮到與其他系統(tǒng)的耦合。文中考慮到動力總成和底盤之間的相互作用，建立動力總成和底盤系統(tǒng)的耦合振動模型，如圖1所示。

將動力總成和底盤分別看作6自由度的剛體，位移分別為沿x、y、z軸的平動和繞x、y、z軸的轉動；每個車輪只考慮1個垂直方向的自由度（za1，za2，za3，za4），因此整個耦合系統(tǒng)共有 16個自由度。根據(jù)兩系統(tǒng)的耦合作用，不考慮施加到底盤上的激勵，可建立動力總成和底盤系統(tǒng)的耦合運動方程

其中，M為質量矩陣；C為阻尼矩陣；K為剛度矩陣（下標1代表動力總成，2代表底盤）；F1為作用在發(fā)動機上的激勵；K12，K21分別為動力總成和底盤系統(tǒng)間相互耦合作用的剛度矩陣；C12，C21分別為動力總成和底盤系統(tǒng)間相互耦合作用的阻尼矩陣。

2 動力總成懸置系統(tǒng)參數(shù)優(yōu)化設計

2.1 目標函數(shù)的建立

解耦應該與某一特定的激勵有關，一方面，發(fā)動機燃燒的爆發(fā)力會引起曲軸扭振，尤其在發(fā)動機怠速時，扭振激勵的頻率與懸置的頻率接近，因此這種模態(tài)下的解耦是必要的；另一方面，氣缸方向上的內(nèi)部力以及相關運動也是發(fā)動機的主要激勵之一，因此對其垂直方向的解耦性也有較高要求，其他振型的固有頻率控制在一定范圍內(nèi)即可。因此，建立目標函數(shù)如下：

其中，Tθy，Tz分別為系統(tǒng)在轉矩軸和垂直方向上的能量解耦度[5]。

2.2 設計變量

懸置的位置、各向剛度和安裝角度等的改變均會引起目標函數(shù)值的變化。由于所設計懸置的安裝方式為平置式，故取懸置位置和各向剛度為設計變量。

2.3 約束條件

1）動力總成各階固有頻率通?？纱_定在 6～17 Hz之間，以避開其他總成的固有頻率。

2）動力總成繞曲軸方向轉動的固有頻率應小于發(fā)動機怠速時激勵頻率的1/2。

3）對于普通橡膠懸置，因為材料與工藝原因，壓剪剛度比值（壓剪比）L應在3～8之間。

4）為了增加支承的使用壽命，需要保證動力總成的最大位移量不得超過10 mm，懸置側向變形不得超過2 mm。

綜上所述，得到動力總成懸置優(yōu)化設計的數(shù)學模型

2.4 優(yōu)化方法

在算法上選擇表現(xiàn)優(yōu)異的非支配排序的遺傳算法[6]（NSGA-II），并對其進行進一步的改進，采用改進后的算法求得懸置參數(shù)組合的最優(yōu)解。改進后的算法流程，如圖2所示。運行時的參數(shù)為：最大代數(shù)為100，種群規(guī)模為100，采用十進制編碼，雜交概率為0.8，變異概率為0.07。

3 計算實例

3.1 優(yōu)化前后解耦效果的比較

以某4缸發(fā)動機三點橡膠懸置系統(tǒng)（后懸置為上下體）為研究對象。其怠速轉速為750 r/min，動力總成質量m=214.77 kg，轉動慣量{Ix Iy Iz Ixy Iyz Izx} = {14.326.612.76 -1.42-0.081.65}（kgm2），各懸置點的坐標和剛度如表1所示。

分別計算優(yōu)化前后的動力總成懸置系統(tǒng)的固有頻率和能量解耦度，如表2和表3所示?？芍啾仍到y(tǒng)，優(yōu)化后系統(tǒng)的各方向解耦度有了很大提高，解耦度均達到 90%以上，其中垂直方向和繞轉矩軸方向分別達到94.0%和96.8%。并且各方向的頻率分布合理，垂直方向頻率為9.74 Hz，避開了前橋與車身的垂直固有頻率。繞曲軸方向頻率為 11.5 Hz，小于發(fā)動機怠速時激勵頻率的，可以達到很好的隔振效果。

表1 動力總成各懸置參數(shù)

表2 優(yōu)化前系統(tǒng)的固有頻率和能量解耦度

表3 優(yōu)化后系統(tǒng)的固有頻率和能量解耦度

3.2 整車仿真驗證

懸置系統(tǒng)優(yōu)化的最終目標是減小車身上關鍵點的振動，考察優(yōu)化后的懸置系統(tǒng)在整車背景下的隔振效果才最有意義。采用有限元法和多體動力學方法建立整車剛柔耦合模型，并利用輪胎路面工具箱建立輪胎和路面模型，如圖 3所示。通過計算各工況發(fā)動機激勵作用下優(yōu)化前后整車上關鍵點的振動響應，以此預測優(yōu)化后懸置系統(tǒng)在整車上的隔振效果。

在整車上，取駕駛員座椅下地板A點、副駕駛座椅下地板B點、左側B柱座椅下地板C點、方向盤上的D點等作為振動關鍵點。由于篇幅限制，僅以不同工況時，轉向盤的振動情況為例進行懸置系統(tǒng)優(yōu)化效果的評價。行駛工況為B級路面，分別計算Ⅲ擋工況下以 80 km/h的車速行駛時，和Ⅴ擋工況下以60 km/h的車速行駛時，懸置優(yōu)化前后轉向盤中心的垂向振動情況，優(yōu)化前后的振動加速度曲線分別如圖4和圖5所示?？芍?，優(yōu)化后的系統(tǒng)中，轉向盤垂向的振動加速度比優(yōu)化前有了明顯降低。由此可以看出，采取的優(yōu)化方案是可行的。

4 結束語

針對懸置系統(tǒng)與其他系統(tǒng)存在耦合作用的問題，建立了動力總成懸置系統(tǒng)與底盤系統(tǒng)的耦合模型。并根據(jù)解耦應該與某一特定的激勵有關的理論，結合發(fā)動機的主要激勵，以在轉矩軸方向和垂直方向的能量解耦度最大為目標，應用改進的非支配排序遺傳算法對各懸置的位置和剛度進行優(yōu)化，并將優(yōu)化前后系統(tǒng)的固有頻率和能量解耦度進行了對比。建立了整車模型，分析了整車中懸置優(yōu)化前后轉向盤中心的振動情況，結果表明優(yōu)化后的懸置系統(tǒng)降低了整車的振動，提高了隔振性能，為動力總成懸置系統(tǒng)在整車中的設計提供了參考。

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