楊守財(cái)，蔡美晶，肖凌翔

（哈爾濱東安汽車動(dòng)力股份有限公司，哈爾濱 150066）

?

某后驅(qū)縱置動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)布置計(jì)算

楊守財(cái)，蔡美晶，肖凌翔

（哈爾濱東安汽車動(dòng)力股份有限公司，哈爾濱 150066）

摘要：近年來(lái)，隨著汽車越來(lái)越普及，整車的NVH性能越來(lái)越受到大家的關(guān)注，因而對(duì)動(dòng)力總成與整車連接的懸置系統(tǒng)提出了更高的要求，懸置系統(tǒng)是由最初的滿足出發(fā)連接發(fā)展為需要關(guān)注本身強(qiáng)度、NVH特性及系統(tǒng)能量解耦的復(fù)雜系統(tǒng)。實(shí)現(xiàn)該系統(tǒng)應(yīng)具備的功能需要借用CAD/CAE分析及后期相關(guān)試驗(yàn)驗(yàn)證。本文是筆者在設(shè)計(jì)中采用CAE分析優(yōu)化懸置系統(tǒng)的典型案例。

關(guān)鍵詞：NVH；懸置系統(tǒng)；能量解耦；CAE

1　計(jì)算描述

1.1模型

某后驅(qū)縱置發(fā)動(dòng)機(jī)項(xiàng)目在車發(fā)匹配過(guò)程中需要對(duì)懸置設(shè)計(jì)及布置型式進(jìn)行校核，避免后期懸置出現(xiàn)強(qiáng)度不足及發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火后劇烈抖動(dòng)等情況。

由于現(xiàn)匹配發(fā)動(dòng)機(jī)為后驅(qū)縱置式，因此懸置布置方式設(shè)為三點(diǎn)布置型式，分別布置在發(fā)動(dòng)機(jī)排氣側(cè)、發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣側(cè)及變速器后機(jī)匣尾部。由于主要負(fù)責(zé)發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)氣側(cè)及發(fā)動(dòng)機(jī)排氣側(cè)懸置，因此主要對(duì)左、右懸置進(jìn)行設(shè)計(jì)分析。由于分析計(jì)算需要，對(duì)后懸置進(jìn)行了相應(yīng)的簡(jiǎn)化設(shè)計(jì)。

1.2載荷及邊界條件

1.2.1靜力分析

A.按10倍重力施加在發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力總成質(zhì)心位置，受力F大小為：

B.固定約束發(fā)動(dòng)機(jī)左、右托架與發(fā)動(dòng)機(jī)安裝位置。

1.2.2模態(tài)分析

固定約束發(fā)動(dòng)機(jī)左、右托架與發(fā)動(dòng)機(jī)安裝孔安裝位置。

2　靜力分析結(jié)果

應(yīng)力分布及結(jié)果如表1。

表1　應(yīng)力分布及結(jié)果分析Tab.1　Stress distribution and its result analysis

3　模態(tài)分析結(jié)果

根據(jù)懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)，模態(tài)評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)為：要求一階模態(tài)頻率高于發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速下3階頻率的20% ~30%，即一階模態(tài)頻率高于360Hz。發(fā)動(dòng)機(jī)托架第一階模態(tài)見(jiàn)表2。

表2　發(fā)動(dòng)機(jī)托架一階模態(tài)Tab.2　First-order modal of engine bracket

4　懸置布置頻率分布及能量解耦

4.1動(dòng)力總成質(zhì)心、慣性參數(shù)測(cè)量

由于現(xiàn)有發(fā)動(dòng)機(jī)屬于前期開(kāi)發(fā)階段，因此發(fā)動(dòng)機(jī)的質(zhì)心等慣性參數(shù)測(cè)量是基于三維數(shù)模測(cè)量的，與實(shí)物測(cè)量有一定的誤差，因此建議懸置方案優(yōu)化時(shí)采用實(shí)物測(cè)量慣性參數(shù)。

4.2動(dòng)力總成懸置彈性中心、質(zhì)心、扭矩軸的位置關(guān)系

對(duì)于縱置式動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)而言，左前懸置和右前懸置一般呈V形對(duì)稱布置，并使懸置的彈性中心落在扭矩軸上，這樣可以實(shí)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)Y向振動(dòng)、Z向振動(dòng)和繞X軸的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)完全解耦。

4.2.1扭矩軸的確定

扭矩軸在動(dòng)力總成坐標(biāo)系中的位置可以通過(guò)計(jì)算得到。首先在發(fā)動(dòng)機(jī)坐標(biāo)系下測(cè)量得到慣性矩、慣性積等參數(shù)，構(gòu)成慣性矩二階矩陣，將該二階矩陣取逆，并對(duì)其逆陣的第一列歸一化。則矩陣歸一化后得到矩陣的第一列分別為扭矩軸與動(dòng)力總成坐標(biāo)系下X、Y、Z軸夾角的方向余弦矩陣。

假設(shè)慣性矩二階張量矩陣為A，則：

對(duì)矩陣A進(jìn)行變換求解得到與X、Y、Z軸的方向余弦分別為0.0974、0.0954、0.204。

圖1為確定的扭矩軸與慣性主軸在發(fā)動(dòng)機(jī)坐標(biāo)系下的位置關(guān)系。

圖1　扭矩軸與慣性主軸在X-Z、X-Y平面內(nèi)的位置關(guān)系Fig.1 The ubiety of principal axis of inertia and torque axis in X-Z plane and X-Y

4.2.2前懸置組彈性中心與扭矩軸、質(zhì)心的位置關(guān)系

已知左懸置安裝面的法線方向與Z軸夾角為48.8°，右懸置安裝面的法線與Z軸夾角為51.6°。前懸置組的彈性中心由以下公式確定：

式中，Kw與Kv分別為懸置軟墊切向與法向的剛度值。

前懸置組彈性中心的位置如圖2所示：

圖2　縱置式前懸置組彈性中心與動(dòng)力總成質(zhì)心的位置關(guān)系Fig.2　The ubiety of longitudinal front suspension elastic center and powertrain centroid

從圖2-B可以看出，動(dòng)力總成質(zhì)心高于前懸置組彈性中心，此狀況會(huì)引起啟動(dòng)熄火、晃動(dòng)問(wèn)題。

從能量解耦方面對(duì)現(xiàn)有方案進(jìn)行分析，從計(jì)算結(jié)果了解方案除了在X向解耦率較高，主要關(guān)注Y向、Z向、RX向的能量解耦率均較低。

對(duì)懸置安裝角度進(jìn)行優(yōu)化，使懸置組的彈性中心落在動(dòng)力總成質(zhì)心與扭矩軸上，懸置的安裝角度由公式2確定。

其中：A為左右懸置到彈性中心的Z向距離；B為左右懸置到彈性中心的Y向距離，L為懸置的法向與切向剛度的比值。

圖3　彈性中心的位置驗(yàn)證Fig.3　Site verification of elastic center

求解得知，左懸置安裝角度為34.6°，右懸置安裝角度為40°。由公式（1）驗(yàn)證彈性中心的最終位置如圖3所示。

由上圖可以看出優(yōu)化后懸置組的彈性中心落在動(dòng)力總成質(zhì)心位置且落在扭矩軸上。

表3　懸置布置頻率分布及能量解耦率Tab.3　Frequency distribution and energy decoupling rate of suspension arrangement

從能量解耦率來(lái)看，懸置安裝角度優(yōu)化之后，除了Z方向的解耦率沒(méi)有達(dá)到80%，其他幾個(gè)方向的解耦率均滿足要求。

4.2.3后懸置彈性中心與扭矩軸的位置關(guān)系

后懸置與扭矩軸在Y-Z平面與X-Z平面的位置關(guān)系如圖4所示。

從圖4可以看出，后懸置并未落在扭矩軸上。此次優(yōu)化主要在左右懸置組落在扭矩軸的基礎(chǔ)上對(duì)后懸置進(jìn)行調(diào)整，使后懸置也落在扭矩軸上，并對(duì)此方案進(jìn)行能量解耦。從調(diào)整之后的能量解耦率分配結(jié)果看（解耦方法同前）：后懸置布置在扭矩軸上，能量解耦率并沒(méi)有明顯提高，因此對(duì)于后懸置是否要布置在扭矩軸上，需要根據(jù)空間布置及具體的能量解耦率來(lái)決定。

圖4　后懸置與扭矩軸的位置關(guān)系Fig.4 The ubiety of rear suspension and torque axis

5　結(jié)論

通過(guò)提供動(dòng)力總成的質(zhì)心及轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等慣性參數(shù)，通過(guò)強(qiáng)度校核及綜合運(yùn)用扭矩軸理論及能量解耦方式，可以實(shí)現(xiàn)對(duì)懸置系統(tǒng)結(jié)構(gòu)及功能的優(yōu)化，進(jìn)而節(jié)省項(xiàng)目周期與試驗(yàn)費(fèi)用。

參考文獻(xiàn)：

［1］ 周志革，武一民，崔根群，陳濤.發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)［J］.機(jī)械設(shè)計(jì)，2003，(03)：135-136.

［2］ 郭榮，章桐.汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)［M］.上海：同濟(jì)大學(xué)出版社，2013.

［3］ 呂振華，羅捷，范讓林.汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)隔振設(shè)計(jì)分析方法［J］.中國(guó)機(jī)械工程，2003，(03)：108-109.

［4］ 吳宗錕，武一民，陳健.車用橡膠懸置減振塊的分析與研究［J］.汽車研究與開(kāi)發(fā)，2002，(03)：129-130.

［5］ 袁嵩，張維衡，張宗杰.發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的解耦設(shè)計(jì)［J］.船海工程，2001，(S2)：134-135.

［6］ 王利榮，呂振華.汽車動(dòng)力總成液阻型橡膠隔振器的研究發(fā)展［J］.汽車工程，2001，(05)：65-66.

［7］ 陳繼紅，沈密群，嚴(yán)濟(jì)寬.汽車發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)的一些設(shè)計(jì)問(wèn)題［J］.噪聲與振動(dòng)控制，1999，(01)：67-68.

［8］ 李杰.汽車動(dòng)力總成橡膠懸置系統(tǒng)的固有特性和振動(dòng)耦合特性分析［J］.公路交通科技，1998，(04)：105-106.

［9］ 裘新，呂振華，林逸，等.轎車動(dòng)力總成——液壓懸置——副車架系統(tǒng)參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)［J］.汽車技術(shù)，1998，(07)：29-30.

［10］ 鄧兆祥，梁錫昌，何渝生.粘性阻尼振動(dòng)系統(tǒng)的復(fù)模態(tài)攝動(dòng)分析及應(yīng)用［J］.重慶大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版)，1997，(02)：40-41.

［11］ 任曉松，王立公.汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)配置規(guī)律的研究［J］.汽車技術(shù)，1995，(10)：122-123.

A rear-guard drive mounting system arrangement calculation

YANG Shou-cai,CAI Mei-jing,XIAO Ling-xiang
(Harbin Dongan Auto Engine Co.,Ltd.,Harbin 150066,China)

Abstract:In recent years,with the increasing popularity of cars,NVH performance of the vehicle has attached more and more people's attention,which puts forward higher requirements to powertrain and mounting system connecting to vehicle,mounting system was designed initially to meet the need of connection for departure and then developed into a complex system that focusing on the development of its own strength,NVH characteristics and system energy decoupling.Implementation of the system should take use of CAD/CAE analysis and verification of post relevant experiments.This article is the typical case of taking use of CAE to analyze the optimization of mounting system.

Key words:NVH;Mounting system;Energy decoupling;CAE

中圖分類號(hào)：U464

文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

文章編號(hào)：1674-8646（2016）08-0028-03

收稿日期：2016-02-20