動力總成懸置系統(tǒng)剛度優(yōu)化研究

劉勺華，邵亭亭，路紀雷

(1. 常州機電職業(yè)技術(shù)學院 車輛工程學院，江蘇 常州 213164； 2. 南京徐工汽車技術(shù)中心，江蘇 南京 210012)

0 引 言

動力總成系統(tǒng)是汽車的重要組成部分之一。但隨著汽車工業(yè)發(fā)展，汽車速度逐漸提高，重量逐漸減輕，使得車輛振動問題變得日益突出。發(fā)動機在工作過程中產(chǎn)生不平衡力和力矩與路面不平度是汽車振動的主要激勵源[1]。

發(fā)動機作為汽車最重要的振源之一，其產(chǎn)生的振動若得不到很好控制，則會引起車身部件、車架以及與車架相連的其他零件異常振動和噪聲。一方面會降低這些重要部件的疲勞壽命，另一方面劇烈的振動使駕乘人員產(chǎn)生不舒服和疲憊感，對汽車平順性的主觀評價造成嚴重負面影響。

因此如何通過設(shè)計性能良好的動力總成懸置系統(tǒng)，以減少動力總成向車架及車身振動能量傳遞，一直是車輛設(shè)計師們關(guān)注的重要課題。自動力總成懸置系統(tǒng)能量解耦方法提出后得到極大推廣，成為設(shè)計師們解決此問題最重要方法之一[2-3]。

筆者利用能量解耦方法，借助動力學分析軟件ADAMS建立了由濰柴發(fā)動機及法士特變速箱組成的動力總成懸置系統(tǒng)模型，從能量法角度出發(fā)對懸置剛度進行匹配優(yōu)化，取得了較好結(jié)果。

1 動力總成懸置系統(tǒng)

1.1 動力總成懸置系統(tǒng)簡化建模

動力總成懸置系統(tǒng)固有頻率遠遠小于動力總成彈性模態(tài)頻率，因此在對懸置系統(tǒng)進行研究時常將動力總成和車架假定為剛體。用于發(fā)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[4]。

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(zhì)心；Z軸平行于曲軸軸線，指向發(fā)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(jié)在動力總成質(zhì)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(zhuǎn)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(tǒng)簡化力學模型和ADAMS模型分別如圖1。發(fā)動機為4點懸置，前后各2點，變速箱前面與發(fā)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(tǒng)模型共15自由度。

圖1 動力總成懸置系統(tǒng)力學模型

1.2 變速箱彈性支撐剛度

發(fā)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(shù)手段獲取。筆者采用柔性體建模方法獲得扁擔梁剛度曲線，圖2為扁擔梁3D模型。

圖2 扁擔梁3D模型

圖3 模態(tài)垂直振動

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(wǎng)格、定義外連接點、設(shè)置模態(tài)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。

扁擔梁柔性體前3階模態(tài)如圖3。前3階模態(tài)頻率分別為83、117、241 Hz。由圖3可看出：扁擔梁前3階柔性體模態(tài)振型正對應于總體坐標系Z、Y、X這3向振動。

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：12 000、3 100、1 420 N/mm。

1.3 優(yōu)化前仿真結(jié)果

對模型中各元件賦值，如對于動力總成輸入質(zhì)心位置、轉(zhuǎn)動慣量等參數(shù)，各懸置輸入初始剛度值。經(jīng)過ADAMS振動分析求解器Vibration求解得到優(yōu)化前系統(tǒng)前6階模態(tài)頻率及能量占比分布，見表1。

表1 優(yōu)化前系統(tǒng)頻率及能量分布

2 動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化

2.1 動力總成懸置系統(tǒng)數(shù)學模型

拉格朗日自由振動微分方程如式(1)：

(1)

式中：T為系統(tǒng)動能；Qi為系統(tǒng)廣義坐標；V為系統(tǒng)勢能。

將系統(tǒng)各參量代入式(1)可得動力總成懸置系統(tǒng)振動微分方程，如式(2)：

(2)

系統(tǒng)自由振動微分方程如式(3)：

(3)

式中：[M]為系統(tǒng)質(zhì)量矩陣；[K]為系統(tǒng)剛度矩陣。

2.2 設(shè)計變量選擇

通過改變系統(tǒng)剛度矩陣K可控制系統(tǒng)振型及固有頻率，剛度矩陣是彈性支撐安裝位置、角度、剛度的函數(shù)。因此可將發(fā)動機各懸置點剛度和彈性中心點作為設(shè)計變量。

2.3 目標函數(shù)

根據(jù)振動匹配思想，懸置系統(tǒng)振動解耦關(guān)鍵是各方向上能量占比達到100%，且頻率滿足最值要求。但在工程實踐中，使系統(tǒng)6個自由度方向完全解耦是沒有必要的，同時也是很難實現(xiàn)的，故通常都是使幾個主要振動方向得到解耦即可。根據(jù)一般汽車特點，其激勵主要來自于繞發(fā)動機曲軸的轉(zhuǎn)動和垂直向上的來自路面激勵，因此只需使Y方向和Rzz方向解耦即可。

2.4 約束函數(shù)

進行優(yōu)化時除了頻率要滿足最值頻率之外，設(shè)計變量也有一定限制。懸置剛度變量要充分考慮軟墊的可制造性，彈性中心點位置也要考慮整車布置方便性和可操作性。因此懸置剛度變量上下限值為初始剛度的30%，彈性中心點范圍為初始點上下各移動30 mm。

3 優(yōu)化結(jié)果

設(shè)定好設(shè)計變量、約束函數(shù)及目標函數(shù)之后利用ADAMS的優(yōu)化功能進行優(yōu)化。優(yōu)化前后部分懸置各向剛度變化見表2；優(yōu)化后系統(tǒng)各頻率及能量占比分布見表3。

表2 優(yōu)化前后部分懸置各向剛度對比

表3 優(yōu)化后系統(tǒng)各頻率及能量分布

4 結(jié) 論

筆者建立了基于ADAMS的動力總成懸置系統(tǒng)自由振動模型，并以某方向能量解耦度為目標，以懸置參數(shù)為設(shè)計變量進行優(yōu)化。

通過對比可以發(fā)現(xiàn)：系統(tǒng)優(yōu)化后6個方向上解耦度分別提高了21.87%、3.06%、17.42%、3.91%、0.53%、4.56%。另外固有頻率方面，除第3階比優(yōu)化之前有所增加外，其余各階次頻率均有降低，隔振率有所提高。

結(jié)果表明：利用ADAMS軟件進行懸置系統(tǒng)建模仿真優(yōu)化可達到預期。另外利用此方法可縮短設(shè)計周期，提高設(shè)計效率，對設(shè)計結(jié)果進行有效預測并減小了設(shè)計風險，為動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計開發(fā)及優(yōu)化提供了一條有效途徑。