許 菁（武漢城市職業(yè)學(xué)院，湖北 武漢 430064）

客車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)減振特性與優(yōu)化研究

許 菁
（武漢城市職業(yè)學(xué)院，湖北 武漢 430064）

文章通過測量混合動(dòng)力公交車動(dòng)力總成的模型參數(shù)，在ADAMS軟件中建立6自由度懸置系統(tǒng)振動(dòng)模型，并對模型進(jìn)行頻域的仿真分析，得到懸置系統(tǒng)的固有特性及減振特性，并從系統(tǒng)固有頻率配置及振動(dòng)解耦角度分析該懸置系統(tǒng)的振動(dòng)特性。由于受整車布置的影響，本文以懸置的剛度參數(shù)和發(fā)動(dòng)機(jī)前懸置的安裝角度為設(shè)計(jì)變量，以能量解耦為優(yōu)化目標(biāo)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)；ADAMS；能量解耦；優(yōu)化

10.16638/j.cnki.1671-7988.2015.12.012

CLC NO.: U461.4Document Code: AArticle ID: 1671-7988(2015)12-30-03

前言

隨著社會(huì)的進(jìn)步和技術(shù)的發(fā)展，人們對汽車乘坐舒適性的要求不斷提高，振動(dòng)噪聲水平已成為衡量汽車性能好壞的重要標(biāo)準(zhǔn)。汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)是汽車振動(dòng)系統(tǒng)的一個(gè)重要子系統(tǒng)，對改善汽車平順性和降低汽車噪聲有很大影響，合理的汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)可以明顯降低汽車動(dòng)力總成和車體的振動(dòng)。

1、建立動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)模型及其仿真性能分析

1.1動(dòng)力總成系統(tǒng)模型的建立

本文根據(jù)試驗(yàn)車輛配置的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)，利用ADAMS/View模塊對動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行三維模型的建立，并將動(dòng)力總成系統(tǒng)進(jìn)行簡化，忽略了其原有的一部分零部件，本文研究的動(dòng)力總成是由6個(gè)橡膠懸置元件與車架相連的，將6個(gè)橡膠懸置由ADAMS/View中的Bushing（軸套）代替。動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型以發(fā)動(dòng)機(jī)連接皮帶輪的端面與曲軸中心線交點(diǎn)為坐標(biāo)原點(diǎn)，豎直向上的方向定為Z軸的正向，由齒輪箱到發(fā)動(dòng)機(jī)端面定為X軸的方向。

2、動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)頻域的仿真

2.1動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)各模態(tài)下的固有頻率分析

用Adams/Vibration模塊中的振動(dòng)分析，對其靜態(tài)6階固有模態(tài)進(jìn)行了計(jì)算，結(jié)果如表1所示。從表中可知，系統(tǒng)的最高階模態(tài)頻率為 24.7333Hz，頻域仿真主要針對怠速工況（n=750r/min）、額定工況（2500r/min）和最大扭矩工況（1500r/min）。其振源激勵(lì)頻率和側(cè)傾力矩的大小可由頻率計(jì)算公式獲得，其計(jì)算公式為：

式中，n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min；i為發(fā)動(dòng)機(jī)缸數(shù)；z為沖程系數(shù)，2沖程的為1，4沖程的為2。

圖1　ADAMS中建立的動(dòng)力總成動(dòng)力學(xué)模型

因此，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)怠速工況為n=600r/min時(shí)，其激振頻率約為30Hz，由隔振理論可知，系統(tǒng)的固有頻率應(yīng)低于激振頻率的1/倍，則動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的最高階固有頻率應(yīng)低于30Hz的1/倍，即21.213Hz，但6階固有頻率24.7333Hz ＞21.213Hz，因此動(dòng)力總成系統(tǒng)在轉(zhuǎn)速為n=600r/min的怠速工況下不具有良好的隔振性能。

表1　動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的6階固有模態(tài)及解耦率

表1展示了動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)能量的分布情況，第3階模態(tài)、第5階模態(tài)中沿Z軸平動(dòng)方向與繞Y軸轉(zhuǎn)動(dòng)方向極易發(fā)生耦合，因此需要對動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行解耦設(shè)計(jì)，希望系統(tǒng)沿Z軸平動(dòng)方向、繞X軸轉(zhuǎn)動(dòng)方向的解耦能達(dá)到90%以上，但由仿真計(jì)算可知，系統(tǒng)沿Z軸平動(dòng)為主要振型的第3階解耦率低于80%，極大影響系統(tǒng)的隔振性能，降低車內(nèi)的舒適性，應(yīng)對其進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

3、動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的優(yōu)化

3.1目標(biāo)函數(shù)

本文優(yōu)化的目標(biāo)是發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生振動(dòng)的2個(gè)主要方向，使垂直方向（坐標(biāo)系Z軸方向）和繞曲軸方向（X軸方向）的解耦達(dá)到較大值（90%以上），并將系統(tǒng)各階固有頻率的取值范圍作為約束，對懸置系統(tǒng)進(jìn)行深入優(yōu)化。

3.2設(shè)計(jì)變量

由于受到安裝空間的限制，在實(shí)際優(yōu)化過程中往往都是采用原有的懸置布置方案，并不改變懸置元件的支承位置和角度。因此，本文將懸置元件3個(gè)主方向的剛度以及發(fā)動(dòng)機(jī)左右前懸置的安裝角度作為設(shè)計(jì)變量進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。懸置元件剛度的優(yōu)化的變化范圍取±60%，懸置安裝角度的變化范圍為30°～60°。

3.3約束條件

3.3.1懸置系統(tǒng)固有頻率的約束條件

懸置系統(tǒng)的最高固有頻率上限應(yīng)為 20Hz，另外垂直方向的固有頻率應(yīng)避開4～8Hz的人體敏感頻率范圍，綜合考慮懸置系統(tǒng)固有頻率的下限應(yīng)為5Hz。

表2　模態(tài)頻率約束范圍

3.3.2動(dòng)力總成系統(tǒng)沿X軸、Y軸振動(dòng)位移及轉(zhuǎn)角約束

動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)在實(shí)際工作過程中，其質(zhì)心位移變化不易過大，一般要求動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)質(zhì)心沿坐標(biāo)系Y軸方向的位移不超過 1mm，沿 X軸方向的位移不超過 3mm，沿Z軸正方向的位移小于10mm，沿Z軸負(fù)方向的位移小于20mm，轉(zhuǎn)角為不大于3°。

4、優(yōu)化結(jié)果分析

表3　優(yōu)化后懸置各方向的剛度值（N/mm）

運(yùn)用設(shè)計(jì)評價(jià)（Design Evaluation）中的優(yōu)化計(jì)算（Optim ization），對懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化。經(jīng)過多次計(jì)算及調(diào)整得到優(yōu)化后的懸置參數(shù)：安裝角度從原有的 45°變?yōu)閮?yōu)化后的30°，6個(gè)懸置3個(gè)方向的優(yōu)化前后剛度如表3所示。

表4　優(yōu)化后動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的6階固有模態(tài)及解耦率

優(yōu)化后的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的6階固有模態(tài)及解耦率如表4所示，與優(yōu)化前的數(shù)據(jù)相比，優(yōu)化后的懸置系統(tǒng)最小頻率值為5.2853Hz，大于固有頻率最低下限5Hz。懸置系統(tǒng)的最高階固有頻率，即繞曲軸方向轉(zhuǎn)動(dòng)的固有頻率從原先的24.7333Hz降低至 20.2609Hz，遠(yuǎn)離發(fā)動(dòng)機(jī)最低怠速工況（n=600r/min）激振頻率的1/倍21.213Hz，不易發(fā)生共振現(xiàn)象。從整體來看，各階固有頻率之間的最小間隔為0.7Hz，可以避免各階模態(tài)之間發(fā)生共振。從懸置系統(tǒng)的各模態(tài)的解耦情況來看，優(yōu)化后的懸置系統(tǒng)在Z軸方向與θy方向的解耦分別達(dá)到90.86%和97.33%，與優(yōu)化前相比分別提高了28.21% 和39.7%；其余幾個(gè)方向的解耦率均達(dá)到了90%，因此整體來看該懸置系統(tǒng)基本實(shí)現(xiàn)解耦，達(dá)到了解耦優(yōu)化的目標(biāo)。

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Study on the Vibration Attenuation Characteristic and Optimization of Bus Powertrain Mounting System

Xu Jing
( Wuhan city vocational college, Hubei Wuhan 430064 )

The paper according to the test, the hybrid electric bus power-train parameters were test . Then a six degree of freedom model of the mount system is built up by using ADAMS. And based on the model, the vibration attenuation performance of the powertrain mounting system was simulated under the idle speed condition in frequency domain .Vibration characteristics including natural frequencies and decouple rates are analyzed then. Because of the influence of the whole vehicle arrangement, this paper takes the stiffness parameters of the mount components and the installed angle of engine front mounting were optimized design variables，takes the energy decoupling of the powertrain mounting system as the optimizing goal.

powertrain mounting system; ADAMS; energy decoupling; optimization

U461.4

A

1671-7988（2015）12-30-03

許菁，就職于武漢城市職業(yè)學(xué)院。