基于ADAMS的某客車動(dòng)力總成懸置隔振性能分析

徐 燚，肖 平，王曉云，張雪潔

（1.安徽信息工程學(xué)院，安徽 蕪湖 241000；2.安徽工程大學(xué) 機(jī)械與汽車工程學(xué)院，安徽 蕪湖 241000）

基于ADAMS的某客車動(dòng)力總成懸置隔振性能分析

徐 燚1，肖 平2，王曉云1，張雪潔1

（1.安徽信息工程學(xué)院，安徽 蕪湖 241000；2.安徽工程大學(xué) 機(jī)械與汽車工程學(xué)院，安徽 蕪湖 241000）

隨著人們對(duì)乘坐舒適性要求的不斷提高，如何有效地隔離發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)向車架/車身傳遞成為汽車設(shè)計(jì)的一個(gè)重要問題.本文以某客車為研究對(duì)象，通過使用ADAMS軟件對(duì)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)六自由度的振動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行建立仿真模型.然后對(duì)動(dòng)力總成懸置隔振系統(tǒng)的仿真計(jì)算，得到了在不同工況下動(dòng)力總成質(zhì)心處的各種運(yùn)動(dòng)響應(yīng)曲線，以及各個(gè)懸置點(diǎn)支承處的動(dòng)反力曲線.接著，分析懸置系統(tǒng)的固有特性，比較了隔振性能.最后與優(yōu)化方案隔振率的差別得到了闡述.

動(dòng)力總成懸置；隔振；ADAMS

舒適性是汽車的性能指標(biāo)之一，動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)對(duì)于整個(gè)汽車振動(dòng)系統(tǒng)來說，是不可或缺的一部分，而乘客乘坐汽車的舒適性也受到其振動(dòng)傳遞性能的重要影響.長期以來，為了減少動(dòng)力總成振動(dòng)向車體的傳遞，從而希望設(shè)計(jì)具有良好性能的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)，這一直是汽車研究者和設(shè)計(jì)師們所關(guān)心的重要研究內(nèi)容[1].

本文以某客車的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)為研究對(duì)象，主要考慮來自其本身的內(nèi)部激勵(lì)，深入系統(tǒng)地研究了其動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的隔振性能.

1 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)模型建立及仿真分析

1.1 系統(tǒng)模型建立

本課題研究的某客車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)所采用的為三點(diǎn)式的支承方式.并采用ADAMS/VIEW建模，建模中把動(dòng)力總成作為剛體，橡膠懸置軟墊均采用BUSHING等效，懸架用彈簧建模，車輪也采用BUSHING建模，車架用實(shí)體代替.并將每個(gè)部件的相關(guān)參數(shù)賦予這個(gè)模型[2][3].發(fā)動(dòng)機(jī)的三維模型實(shí)物圖和模型的相關(guān)參數(shù)如下：

圖1 動(dòng)力總成三維模型

表1 動(dòng)力總成質(zhì)量參數(shù)（質(zhì)量:245.56kg）

表2 橡膠前后軟墊的剛度值

建模結(jié)果和圖形如圖2所示：

圖2 ADAMS多體動(dòng)力學(xué)分析模型圖

1.2 系統(tǒng)仿真分析

1.2.1 四缸發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)源

本文中，動(dòng)力總成發(fā)動(dòng)機(jī)為直列四缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī).它可以使部分慣性力在發(fā)動(dòng)機(jī)的內(nèi)部相互平衡，沒有輸出.則主考慮來自其本身的內(nèi)部激勵(lì)，車身振動(dòng)的振源為：

(1)作用在發(fā)動(dòng)機(jī)橫向上的二階往復(fù)慣性力

(2)作用在發(fā)動(dòng)機(jī)豎直方向上的慣性力

(3)繞曲軸旋轉(zhuǎn)方向的扭矩

式中：?：發(fā)動(dòng)機(jī)布置傾斜角，48°；m：單缸活塞及往復(fù)運(yùn)動(dòng)部分質(zhì)量，1038g；r：曲柄半徑，r=50±0.05mm；ω：發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸角速度；λ：曲柄半徑與連桿長度之比，1/3.Meo：發(fā)動(dòng)機(jī)輸出扭矩平均值，178.35N/m；ω：發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸角速度.

由式（1-1），當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)處在怠速（750r/min）時(shí)，激振頻率可計(jì)算得到為25Hz.

1.2.2 動(dòng)力總成懸置固有特性的計(jì)算

現(xiàn)將力、力矩簡化到動(dòng)力總成質(zhì)心處，然后將所得表達(dá)式添加到模型.首先需計(jì)算發(fā)動(dòng)機(jī)總成的固有頻率，在模型中設(shè)置前后軸與地面固結(jié)，同時(shí)鎖住車身與車架，經(jīng)過靜平衡計(jì)算可以得出.由振動(dòng)知識(shí)可知，系統(tǒng)要產(chǎn)生隔振效果，則隔振系統(tǒng)的固有頻率需要低于激振力頻率的.本課題所研究的對(duì)象，怠速時(shí)的曲軸轉(zhuǎn)速為750(r/min)，由式子（1-1）可以得出其扭矩激振頻率為25Hz.如果設(shè)計(jì)合理，則其最高階固有頻率，也就是θx方向的剛體模態(tài)頻率應(yīng)小于17.68Hz.但是表3中的結(jié)果顯示，θx方向的固有頻率為19.9Hz.則在怠速時(shí)由于扭矩傳遞率將會(huì)大于1，并不能有效的隔振.所以，系統(tǒng)固有頻率在現(xiàn)情況下分配不是很合理.

建立規(guī)范，增強(qiáng)監(jiān)督履職能力。當(dāng)前，由于缺乏具體規(guī)范的監(jiān)督制度、流程設(shè)計(jì)，導(dǎo)致許多農(nóng)商行紀(jì)檢監(jiān)察部門實(shí)施監(jiān)督的方式方法差異較大。建議進(jìn)一步加大監(jiān)督方面的制度建設(shè)力度，盡快建立行業(yè)統(tǒng)一的紀(jì)檢監(jiān)督工作操作規(guī)范和行為準(zhǔn)則，明確監(jiān)督責(zé)任，突出監(jiān)督重點(diǎn)，制定免責(zé)監(jiān)督條款，以保證監(jiān)督人員正確履職、規(guī)范履職、盡責(zé)履職，切實(shí)提升農(nóng)商行紀(jì)委的監(jiān)督履職能力。

表3 動(dòng)力總成對(duì)應(yīng)振型占優(yōu)方向及各階固有頻率

1.2.3 仿真分析

考慮動(dòng)力總成的整體隔振效果，同時(shí)由于怠速工況下具有較低的激勵(lì)頻率，且具有較大的幅值，所以怠速情況下的隔振性能的優(yōu)劣更值得我們討論.下面，以怠速情況下的隔振控制為前提，深入探討，并考慮Z向振動(dòng)激勵(lì)力是隔振的重點(diǎn).

下面，給出某客車發(fā)動(dòng)機(jī)的怠速轉(zhuǎn)速n= 750r/min，代入進(jìn)行模擬計(jì)算.圖3~5是動(dòng)力總成怠速時(shí)的質(zhì)心Z向上的運(yùn)動(dòng)響應(yīng)曲線、加速度響應(yīng)曲線 (時(shí)域和頻域)，在加速度頻域圖上可以看到，25.3Hz處有個(gè)峰值，這正是怠速情況下的發(fā)動(dòng)機(jī)激振頻率，與計(jì)算結(jié)果吻合.

圖3 怠速時(shí)動(dòng)力總成質(zhì)心Z向上的運(yùn)動(dòng)響應(yīng)

圖4 怠速時(shí)動(dòng)力總成Z向上的（時(shí)域）加速度運(yùn)動(dòng)響應(yīng)

圖5 怠速時(shí)動(dòng)力總成Z向上的（頻域）加速度運(yùn)動(dòng)響應(yīng)

圖6 怠速時(shí)前左懸置Z向上的動(dòng)反力曲線

圖7 怠速時(shí)前右懸置Z向上的動(dòng)反力曲線

圖8 怠速時(shí)后懸置軟墊Z向上的動(dòng)反力曲線

圖6~8是發(fā)動(dòng)機(jī)怠速下，三個(gè)懸置在Z向上的動(dòng)反力曲線.從圖中可以看出，振動(dòng)曲線剛開始時(shí)由于是自由振動(dòng)與強(qiáng)迫振動(dòng)相疊加，曲線較復(fù)雜.但一段時(shí)間后，自由振動(dòng)的振幅漸漸變得很小，可忽略不計(jì)，剩下的振動(dòng)是頻率為25Hz的顛覆力矩導(dǎo)致的.同時(shí)觀察位移曲線可以發(fā)現(xiàn)，無論是動(dòng)反力還是動(dòng)態(tài)位移，后懸置都比兩個(gè)前懸置要小，說明后懸置主要是起到了支撐限位的作用，而系統(tǒng)的主要受力還是靠2個(gè)前懸置.

圖9~14是3個(gè)懸置軟墊上部、下部仿真得出的加速度功率譜密度曲線，表現(xiàn)了其大小在不同頻率下差異.從曲線中，可以發(fā)現(xiàn)，對(duì)于激振頻率25.3Hz僅出現(xiàn)在懸置軟墊上部的曲線中，而在車架上，即軟墊下部曲線中并沒有得到體現(xiàn)，尤其是在前懸置中.這說明懸置系統(tǒng)的隔振起了作用，軟墊起到了相應(yīng)的隔振效果，使得在發(fā)動(dòng)機(jī)的二階慣性激振頻率并沒有傳遞到車架和車身上.

圖9 怠速時(shí)前左懸置Z向上加速度功率譜密度曲線(軟墊上部）

圖10 怠速時(shí)前左懸置Z向上加速度功率譜密度曲線（軟墊下部）

圖11 怠速時(shí)前右懸置Z向上加速度功率譜密度曲線（軟墊上部）

圖12 怠速時(shí)前右懸置Z向上加速度功率譜密度曲線（軟墊下部）

圖13 怠速時(shí)后懸置Z向上加速度功率譜密度曲線（軟墊上部）

圖14 怠速時(shí)后懸置Z向上加速度功率譜密度曲線（軟墊下部）

1.3 傳遞率計(jì)算及與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

表4 750r/min下傳遞率仿真值與試驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比

表5 1500r/min下傳遞率仿真值與試驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比

從表4、5可看出，仿真值均大于實(shí)驗(yàn)值，但相差不大，表明模型的正確性，同時(shí)仿真?zhèn)鬟f率有些方向比較大，比如前左懸置怠速工況下，對(duì)于個(gè)別傳遞率較大的方向，可能是因?yàn)閼抑密泬|建模時(shí)用了BUSHING建模，只考慮剛度沒考慮阻尼的影響，也有可能是輪胎和懸架建模參數(shù)輸入的不準(zhǔn)確引起的.轉(zhuǎn)速較高時(shí)，Z向的隔振作用成為主要的研究對(duì)象.這是由于發(fā)動(dòng)機(jī)在高速運(yùn)轉(zhuǎn)情況下，繞X軸的扭矩激勵(lì)是一方面，此外，二階不平衡質(zhì)量往復(fù)慣性力作為主要激勵(lì)成分，不能忽略，同時(shí)二階以上慣性力又很小，所以這種情況下，動(dòng)力總成為Z向的垂直振動(dòng)為主.

2 當(dāng)前隔振性能與優(yōu)化后的對(duì)比

下面將優(yōu)化后剛度代入模型中進(jìn)行仿真，把得到的隔振傳遞率和優(yōu)化前的隔振率進(jìn)行對(duì)比，如表7、8所示；同時(shí)將優(yōu)化方案得到的2個(gè)前懸置的軟墊上、下部加速度功率譜密度曲線（圖15~18）與優(yōu)化前方案得出的結(jié)果（圖9~12）相對(duì)比：

表6 怠速時(shí)3個(gè)懸置的3方向剛度值

表7 優(yōu)化前的隔振傳遞率

表8 優(yōu)化方案的隔振傳遞率

圖15 優(yōu)化方案的前左懸置加速度功率譜密度曲線（軟墊上部）

圖16 優(yōu)化方案的前左懸置加速度功率譜密度曲線（軟墊下部）

圖18 優(yōu)化方案的前右懸置加速度功率譜密度曲線（軟墊下部）

表7、8表明，優(yōu)化方案得到的振動(dòng)傳遞率和優(yōu)化前對(duì)比，怠速工況時(shí)，前左懸置Z向上的傳遞率從19.7%降到了17.17%，有效地改善了隔振性能，圖15、16是前左懸置Z向上的加速度功率譜密度曲線，可以看出，較優(yōu)化前幅值有一定程度的下降.而前右懸置傳遞率從11%增加到了12.47%，表明此方向上的振動(dòng)沒有得到改善，該優(yōu)化方案中對(duì)于前右懸置增加10%動(dòng)剛度的處理并沒有達(dá)到預(yù)期的效果，但是這種方法從考慮約束和制造工藝，加工成本方面來說是可取的，前右懸置Z方向上的加速度功率譜密度曲線如圖17、18所示.

3 結(jié)論

（1）怠速工況時(shí)，優(yōu)化后前左懸置Z向上的傳遞率從19.7%降到了17.17%，有效地改善了隔振性能.

（2）優(yōu)化方案中前左懸置Z向上的加速度功率譜密度曲線較優(yōu)化前幅值有一定程度的下降.

〔1〕申建中.ADAMS在動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)能量法解耦中的應(yīng)用[J].襄樊職業(yè)技術(shù)學(xué)院學(xué)報(bào)，2007,6（6）：4-5.

〔2〕曾令賢.輕型客車橡膠懸置系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)研究[D].上海：上海交通大學(xué)機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院，2005.

〔3〕周曉峰.基于隔振理論的發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)研究及其工程應(yīng)用[D].合肥：合肥工業(yè)大學(xué)機(jī)械與汽車工程學(xué)院，2006.

U469.1

A

1673-260X（2016）11-0126-04

2016-07-11

安徽信息工程學(xué)院2015年校級(jí)質(zhì)量工程項(xiàng)目：基于理論與實(shí)踐相結(jié)合的《汽車構(gòu)造》課程改革（2015xjjyxm02）