基于傳遞特性的汽車動力總成懸置性能優(yōu)化研究

賀景環(huán) 喻濤

摘 要：作為一個運動系統(tǒng)，汽車的共振現(xiàn)象是不可避免的，從機理上分析共振問題的原因是非常困難的。隨著CAE技術(shù)的發(fā)展，非線性多自由度振動分析已成為一種常用的方法。本文以一個具體的設(shè)計案例為例，介紹了Adams在共振分析和其它典型車輛系統(tǒng)動力學(xué)分析中的應(yīng)用。特殊車輛停放時，發(fā)動機空轉(zhuǎn)時，前軸左右輪胎振動明顯。發(fā)動機以850轉(zhuǎn)/分怠速運轉(zhuǎn)。當(dāng)?shù)∷僬{(diào)整到900±50轉(zhuǎn)/分時，前軸左右輪胎抖動消失，但保險杠兩端和護欄上兩端仍有明顯振動。

關(guān)鍵詞：傳遞特性;汽車動力;總成懸置;性能優(yōu)化

1 固有頻率計算

1.1 發(fā)動機固有頻率

根據(jù)底盤關(guān)鍵結(jié)構(gòu)模態(tài)試驗，測得動力總成系統(tǒng)的固有頻率在23.6～33.6Hz之間。

發(fā)動機的激振頻率實際上就是發(fā)動機的點火頻率，其計算公式為：

其中：n-發(fā)動機轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)/分鐘;i-發(fā)動機缸數(shù);τ-沖程系數(shù)，兩沖程為1，四沖程為2。

該車輛采用直列4缸、四沖程發(fā)動機，因此當(dāng)發(fā)動機轉(zhuǎn)速為870rpm時，發(fā)動機的激振頻率為29Hz。

1.2 懸置系統(tǒng)固有頻率

把動力總成看作是空間彈性支撐的剛體。橡膠懸置簡化為沿著空間三個正交軸線具有彈性的彈簧，這三個軸線稱為主彈性軸，即橡膠懸置軟墊的U、V、W軸線。

為方便采用計算機計算，這里對于無阻尼自由振動系統(tǒng)，利用其微分方程的矩陣表達形式：

上式中：M為動力總成的慣性矩陣，K為懸置的剛度矩陣。其中，。因此，只要知道振動系統(tǒng)的慣性矩陣和剛度矩陣就能夠表達振動的微分方程。

多自由度振動系統(tǒng)的固有頻率實際上在數(shù)學(xué)上是求解特征值問題，設(shè)微分方程的解為：

1.3 共振問題分析

怠速下的發(fā)動機激振頻率為29Hz，根據(jù)發(fā)動機懸置設(shè)計要求，為保證減震效果，減震塊的固有頻率fn與發(fā)動機的怠速振動頻率f的關(guān)系須為：

為確保發(fā)動機正常工作，懸置系統(tǒng)固有頻率必須滿足：。系統(tǒng)固有頻率21.3Hz>20.5Hz，因此不符合避震要求。

2 仿真分析

2.1 建模

利用ADAMS/view建立了簡化的車輛（垂向）模型和動力系統(tǒng)動力學(xué)模型，形成了結(jié)構(gòu)完整的多體振動分析仿真環(huán)境。

在動力總成安裝系統(tǒng)中，懸置的一端與動力總成固定，另一端與車架固定。動力總成的振動通過懸置傳遞到車架上，引起與車架連接的相關(guān)部件的振動。動力總成的主要參數(shù)包括動力總成的質(zhì)量、動力總成質(zhì)心的位置、動力總成的慣性以及各種工況下的發(fā)動機轉(zhuǎn)速和輸出扭矩。利用ADAMS建立了可視化環(huán)境下的裝配動力學(xué)模型。根據(jù)所提供的動力總成模型和數(shù)據(jù)，建立的動力總成模型包括發(fā)動機、離合器、減速器等作為剛體的結(jié)構(gòu)件（部件）。在車輛正常運行過程中，三個部件沒有相對運動，因此三個部件通過兩個固定接頭相互連接。動力總成采用四點式懸置，前兩點式懸置（Eng R，Eng L）連接車身和發(fā)動機，后兩點式懸置（diff R，diff L）連接車身和變速箱。在該模型中，采用襯套來模擬懸置。由于襯套有三個相互垂直的剛度和阻尼，以及圍繞這三個方向的扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼，只要襯套的扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼值設(shè)置為零，就可以認為是三個相互垂直的彈簧，所以它具有懸置的機械特性。四個懸置垂直安裝，只有垂直懸置是自由的。

2.2 參數(shù)優(yōu)化

（1）變速器懸置對車身振動的影響。減振塊選用發(fā)動機懸置，邵氏硬度值70，變速器懸置剛度3333N/mm，可變范圍在±40范圍內(nèi)計算（計算步數(shù)設(shè)為10步）。

分析結(jié)果表明，懸置剛度對車身振動的影響是非線性的，當(dāng)懸置剛度為2815.1N/mm時，振動響應(yīng)最小。

（2）發(fā)動機懸置對機體振動的影響。發(fā)動機懸置為2020N/mm，可變范圍在±40以內(nèi)（計算步驟設(shè)為10）。安裝剛度對車身振動的影響是非線性的，剛度為1616-1705.8N/mm時，振動響應(yīng)最小。

求解前、后懸置均為變量，發(fā)動機懸置為2020N/mm，計算變量范圍為±40，變速器懸置剛度為3333N/mm，計算變量范圍為±40，計算步數(shù)為88步的優(yōu)化結(jié)果。由于計算結(jié)果較多，故不再圖示。分析結(jié)果表明，當(dāng)變速器懸置和發(fā)動機懸置剛度分別為3111.4N/mm和1616.3N/mm時，振動響應(yīng)最小。

3 試驗驗證

根據(jù)車體布局布設(shè)加速度傳感器，共設(shè)置了11個可形成閉環(huán)的傳遞路徑測試點，重點關(guān)注車輛前進方向和垂向。以測點1、2為例，測試通道CH1與CH4、CH2與CH5、CH3與CH6構(gòu)成三組傳遞路徑。下面以測試通道CH1與CH4為例介紹數(shù)據(jù)分析過程。

發(fā)動機懸置X方向至縱梁X方向兩個測點數(shù)據(jù)，在頻率25.5Hz和51.5Hz相干性較好。發(fā)動機懸置X方向至縱梁X方向在上述頻率處頻響均小于1，振動傳遞表現(xiàn)為衰減，衰減率為51.6%，衰減效果非常明顯。

通過其他數(shù)據(jù)分析，表明優(yōu)化后的懸置均起到了較好的衰減特性，整車無明顯共振現(xiàn)象發(fā)生。

4 結(jié)論

針對車輛使用過程中常見的振動異常的問題，利用ADAMS/view建立簡化車輛（垂向）模型和動力總成系統(tǒng)動力學(xué)模型，形成一個結(jié)構(gòu)完整的車輛多體振動分析模擬環(huán)境。仿真分析時，考慮了發(fā)動機傾倒力矩和D級路面的復(fù)合激勵條件。

通過模擬不同發(fā)動機運轉(zhuǎn)工況及不同車速工況下的路面激勵，比較不同工況下的車身和發(fā)動機振動加速度，加速度PSD，并針對新懸置剛度方案進行仿真比較，對整體設(shè)計工作具有指導(dǎo)作用，減少了由振動問題造成的動力性及平順性問題。

參考文獻：

[1]胡韶文.汽車動力總成懸置系統(tǒng)仿真分析與優(yōu)化設(shè)計[D].青島理工大學(xué)，2016.

[2]曾少波.動力總成懸置動態(tài)特性模型與優(yōu)化研究[D].江蘇大學(xué)，2016.