曾發(fā)林，潘 偉，李建康，阮 洋

(江蘇大學 a.汽車工程研究院; b.汽車與交通工程學院， 江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

某客車動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計

曾發(fā)林a，潘 偉b，李建康a，阮 洋b

(江蘇大學 a.汽車工程研究院; b.汽車與交通工程學院， 江蘇 鎮(zhèn)江 212013)

根據(jù)某款6902型客車懸置系統(tǒng)測量的各項參數(shù)，建立動力總成懸置系統(tǒng)6自由度的動力學模型。運用能量解耦法及NAGA-II優(yōu)化算法，先基于正交試驗方法對動力總成懸置系統(tǒng)剛度參數(shù)進行靈敏度分析，然后以動力總成懸置系統(tǒng)的6個方向耦合度為設(shè)計目標、6個懸置元件的三向主剛度參數(shù)為設(shè)計變量，對動力總成懸置系統(tǒng)進行優(yōu)化設(shè)計。結(jié)果表明：經(jīng)過優(yōu)化后的懸置系統(tǒng)有效地提高了各向解耦率，實現(xiàn)了固有頻率的合理配置，改善了懸置系統(tǒng)的隔振性能，提高了汽車乘坐舒適性。

懸置系統(tǒng)；能量解耦；靈敏度分析；隔振

Abstract: According to the parameters of a 6902 type passenger car suspension system measurement, we establish dynamic model of the powertrain mounting system of 6 degrees of freedom. By using the energy decoupling method and NAGA-II optimization algorithm, first based on orthogonal test method, we has the sensitivity analysis of system stiffness parameters for powertrain mounting, and taking the 6 directions of coupling of powertrain mount system as the design goal, taking three main stiffness parameters of 6 directions as design variables, the powertrain mounting system was optimized.The experimental results show that after optimization, the suspension system can effectively improve the anisotropy of the decoupling rate and achieve the reasonable allocation, the natural frequency, which improves the isolation performance of the mounting system, and improves the ride comfort of the car.

Keywords: mounting system; energy decoupling; sensitivity analysis; vibration isolation

隨著生活質(zhì)量的提升和現(xiàn)代汽車技術(shù)的發(fā)展，人們不僅追求車輛的動力性、安全性、燃油經(jīng)濟性，而且對汽車的乘坐舒適性的要求也越來越高[1]，使我們在汽車設(shè)計中對懸置系統(tǒng)的設(shè)計提出了越來越高的指標。通過選擇適當?shù)膽抑孟到y(tǒng)參數(shù)(安裝位置、角度和剛度等)，可達到合理配置動力總成剛體振動模態(tài)的固有頻率和實現(xiàn)系統(tǒng)振動解耦是懸置系統(tǒng)設(shè)計的基本任務(wù)[2]。

本文以某款6902型客車為研究對象，在動力總成懸置系統(tǒng)振動分析的基礎(chǔ)上，以6個懸置元件的3個方向主剛度為設(shè)計變量，以動力總成懸置系統(tǒng)的振動能量解耦為目標函數(shù)，選擇系統(tǒng)Z向的振頻在2.5～10 Hz范圍內(nèi)作為形態(tài)約束條件，將Isight優(yōu)化軟件與Matlab軟件集成，提出了車輛懸置系統(tǒng)的優(yōu)化方法，最后對動力總成懸置系統(tǒng)進行了隔振率性能的測試，對優(yōu)化前后結(jié)果進行了對比分析。

1 動力懸置系統(tǒng)模型

本文根據(jù)所研究的6902型客車動力總成懸置系統(tǒng)的各項參數(shù)，得到懸置系統(tǒng)的簡易模型：由6個具有3個主方向的彈簧阻尼元件支撐在車架上的6自由度振動系統(tǒng)。圖1為6個懸置元件的分布情況。動力總成坐標原點在其重心處；X軸平行于曲軸中心線，指向動力總成飛輪；Z軸平行于氣缸中心線，指向動力總成上方；Y軸則由正交坐標系的右手定則確定。

圖1 6點式布置的動力總成懸置系統(tǒng)模型

動力總成懸置系統(tǒng)6自由度振動的一般形式為[3]:

(1)

其中：T為系統(tǒng)的動能；V為系統(tǒng)的勢能；qi為系統(tǒng)的廣義坐標。

對上述動力總成懸置系統(tǒng)力學模型可以建立6自由度無阻尼自由振動方程：

(2)

由式(2)可得到系統(tǒng)的主振型方程|K-ω2M|=0，計算得到系統(tǒng)的6階固有頻率和ωj(j=1,2,3,4,5,6)固有振型{φ}。

2 能量解耦法

能量解耦法是從能量角度實現(xiàn)各自由度的解耦[4]。如一空間剛體僅做垂直自由振動而和其他自由度解耦時，其振動能量只集中于垂直方向自由度上。當系統(tǒng)以第j階模態(tài)振動時，第k個廣義坐標分配的能量占系統(tǒng)總能量的百分比為

當Eji=100%，系統(tǒng)作第j階模態(tài)振動時能量全部集中在第i個廣義坐標上，此時該階模態(tài)振動完全解耦。

3 優(yōu)化算法

本文采用MOP多目標優(yōu)化理論[5]，對于有n個變化量，m個目標函數(shù)，q+p個約束條件的MOP可表達為：

其中：x=(x1,x2,…,xn)T∈X?Rn為n維決策變量，X為n維空間決策；y=(y1,y2,…,ym)T∈Y?Rm為m維目標矢量，Y為m維目標空間；gi(x)≤0(1,2,…,q)定義了q個不等式約束；hj(x)=0(j=1,2,…,p)定義了p個等式約束[6]。

NSGA-II是基于遺傳算法的非支配排序算法，其原理是根據(jù)個體之間的支配關(guān)系調(diào)用每個目標函數(shù)，使每個目標函數(shù)都盡可能達到pareto解[7]。在MOP算法(PSO、GA、NSGA、ACO等)中，NSGA-II算法是影響最大和應(yīng)用范圍最廣的一種多目標遺傳算法，且具有很好的魯棒性和收斂速度。因此，本文采用NSGA-II算法解決動力懸置系統(tǒng)的優(yōu)化問題。NSGA-II算法的基本流程如圖2所示。

圖2 NSGA-II算法的主流程

4 動力總成懸置系統(tǒng)模型準確性驗證

筆者采用試驗?zāi)B(tài)方法識別客車的動力總成慣性參數(shù)，以某企業(yè)提供的PRO/E 和CAD模型為參考，結(jié)合對動力總成實際的測量，建立了動力總成懸置系統(tǒng)的動力學模型，如圖3所示。由于懸置系統(tǒng)的動力學模型的準確性對頻率特性和解耦特性分析和優(yōu)化設(shè)計結(jié)果的精確度影響很大，那么模型的搭建是其解耦及優(yōu)化設(shè)計的關(guān)鍵，因此有必要對模型的準確度進一步驗證。在Matlab軟件中編制程序，按照振動微分方程，利用Matlab算出動力總成懸置系統(tǒng)理論上的固有頻率，結(jié)果如表1所示。在ADAMS中的VIEW模塊庫中調(diào)用自帶的BUSHING來模擬橡膠懸置元件，在ADAMS/vibration模塊中分析動力總成懸置系統(tǒng)的固有頻率[2]，結(jié)果如表1所示。懸置元件的初始參數(shù)如坐標位置、慣量參數(shù)和初始剛度如表2、3和4所示，動力總成的總質(zhì)量為1 261 kg。

圖3 基于ADAMS/view的動力總成懸置系統(tǒng)動力學模型

模態(tài)階數(shù)Matlab計算的結(jié)果Adams計算的結(jié)果14.77274.772525.49175.491336.79286.792847.75017.750258.29118.2913613.173013.1742

表2 懸置元件及動力總成的坐標位置

表3 動力總成的慣量參數(shù)

兩種計算固有頻率的結(jié)果如表4所示。

從兩組數(shù)據(jù)的對比可知，動力總成懸置系統(tǒng)的固有頻率基本吻合，所以可以認為所建立的動力總成懸置系統(tǒng)6自由度動力學模型是正確可靠的，可以用來進行解耦與優(yōu)化設(shè)計。

表4 優(yōu)化前原懸置各向剛度

5 動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化

5.1 優(yōu)化設(shè)計變量和靈敏度分析

工程實踐中，主要考慮調(diào)整系統(tǒng)兩個方面的參數(shù)：懸置件的主剛度及其安裝位置[8]，而本例中懸置位置和安裝角度受整車布置限制都已確定，故只選取了各個懸置件的主軸剛度值作為設(shè)計變量。因為有6個懸置件，計共有18個設(shè)計變量，如表5所示?？紤]到在影響動力總成懸置系統(tǒng)解耦特性頻率特性的這些變量參數(shù)中，某些變量對目標函數(shù)比較敏感，而某些變量對目標函數(shù)沒有任何影響[9]，所以筆者基于正交試驗對動力總成懸置系統(tǒng)的三向主剛度參數(shù)進行靈敏度分析，找出影響程度大的主要變量參數(shù)，減少次要的設(shè)計變量，然后基于主要變量參數(shù)，在Isight中進行多目標優(yōu)化，表6為靈敏度分析之后的影響變量。

5.2 目標函數(shù)

由能量解耦法可知，某一階頻率下，當沿某一方向的振動動能百分比達到100%時，懸置系統(tǒng)在該頻率下是完全解耦的，但對于激勵源復(fù)雜的動力總成懸置系統(tǒng)是不可能實現(xiàn)完全解耦的，肯定存在個別方向的振動耦合，這里只能盡可能使占優(yōu)方向的振動動能比最大。筆者以6個能量解耦率為目標函數(shù)，見表7所示。

表5 靈敏度分析前的設(shè)計變量參數(shù)

表6 經(jīng)過靈敏度分析后的設(shè)計變量

表7 優(yōu)化的目標函數(shù)

5.3 約束條件

在求Pareto解中，尋優(yōu)是在所有約束條件構(gòu)成的可行域中完成。在優(yōu)化設(shè)計中一般存在兩種約束條件：一種是邊界限制條件，另一種是形態(tài)限制條件，筆者選擇懸置系統(tǒng)Z向的振頻在2.5～10 Hz 范圍內(nèi)作為形態(tài)限制條件。

5.4 優(yōu)化算法

在優(yōu)化過程中，采用NSGA-II算法，參數(shù)設(shè)置為：變量的范圍為+/-100%,種群規(guī)模為100，預(yù)設(shè)進化代數(shù)為100，交叉概率為0.9，變異概率為0.1，交叉分布指數(shù)為10.0，突變分布指數(shù)為20.0，采用Isight與Matlab集成優(yōu)化。

5.5 優(yōu)化前后結(jié)果對比

將分析的動力總成懸置系統(tǒng)的參數(shù)和動力學模型，在ADAMS/vibration模塊中計算懸置系統(tǒng)的解耦率[10]，分析它的振動耦合情況，結(jié)果如表8所示。

由表8可知，此方案存在嚴重的耦合，繞Z向的轉(zhuǎn)動和Z向平動的耦合程度很大，且X向平動耦合率62%，繞Y向轉(zhuǎn)動67.76%，均未達到工程上可以接受的80%，而Y向的平動與繞X向的轉(zhuǎn)動的解耦率都達到了90%以上。在解耦率較低的情況下，惡化動力總成懸置系統(tǒng)的隔振性能，同時降低了動力總成懸置元件的耐久性。因此，需要對其進行優(yōu)化設(shè)計，以減少其振動耦合，提高其隔振性能。表9為經(jīng)過優(yōu)化后的懸置系統(tǒng)的剛度。

表9 優(yōu)化后的懸置剛度

將優(yōu)化后的剛度參數(shù)賦予到建立的動力總成懸置系統(tǒng)模型中，在Adamas中計算其固有頻率和解耦率，結(jié)果如表10所示。

表10 優(yōu)化后懸置系統(tǒng)固有頻率和能量分布比

從表10可知，相對于原始剛度值，左前懸置X、Y、Z方向剛度值有所增加，左、右中懸置X方向剛度值減小較大，左、右中懸置Y、Z方向剛度值有所增大。優(yōu)化后各方向的解耦率都達到了90%，滿足設(shè)計要求。

5.6 實車測試

懸置系統(tǒng)并不是汽車中獨立的振動系統(tǒng)，單獨分析懸置系統(tǒng)的優(yōu)化結(jié)果只是停留在它的理論階段，為此，我們根據(jù)優(yōu)化后的懸置系統(tǒng)，在某客車上進行實車振動測試，以測得的懸置隔振率來論證優(yōu)化后懸置系統(tǒng)的隔振性能。

在評價懸置隔振效果時，最常用的評價指標是懸置隔振率。汽車業(yè)內(nèi)認為動力總成懸置系統(tǒng)的隔振率應(yīng)大于20 dB，懸置才具有良好的隔振效果[11]。懸置隔振率以分貝形式表示，計算公式如下：

(3)

式中：aactive為主動邊振動的加速度均方根值；apassive為被動邊振動的加速度均方根值。

本試驗以某6902型客車為例，分別測出原懸置和優(yōu)化后懸置從怠速到最高轉(zhuǎn)速共5種工況下各測點的振動信號，即(怠速、1 000、1 500、2 000、2 500 r/min)，部分懸置傳感器安裝位置如圖4所示。

圖4 部分傳感器布置位置

將優(yōu)化前后計算好的振動隔振率繪制成曲線進行對比，結(jié)果如圖5～10所示。

圖5 左前懸置優(yōu)化前后隔振率

圖6 左中懸置優(yōu)化前后隔振率

圖7 左后懸置優(yōu)化前后隔振率

圖8 右前懸置優(yōu)化前后隔振率

圖9 右中懸置優(yōu)化前后隔振率

圖10 右后懸置優(yōu)化前后隔振率

由圖5～10可知：左前、左中、右中懸置在怠速時不同工況下懸置元件的隔振率都達到20 dB；右前、右后懸置在怠速時部分工況下懸置元件的隔振率在19 dB左右；左后懸置元件的隔振率在17 dB左右。但總的來說，6個懸置元件在優(yōu)化后的隔振率比優(yōu)化前要好。

6 結(jié)束語

1) 在優(yōu)化之前，對以6個懸置元件的3個方向主剛度值為設(shè)計變量進行靈敏度分析，剔除低靈敏度的設(shè)計變量，只考慮敏感設(shè)計變量，大大提高了優(yōu)化效率。

2) 優(yōu)化后懸置系統(tǒng)各方向的解耦率都得到了提高，達到了90%以上。

3) 根據(jù)試驗數(shù)據(jù)可知：優(yōu)化后的懸置隔振率大部分得到提高，即系統(tǒng)總體隔振性能得到改善，比優(yōu)化前要好，優(yōu)化后的懸置系統(tǒng)基本滿足隔振要求，提高了汽車乘坐舒適性。

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(責任編輯何杰玲)

OptimizationDesignofPowertrainMountingSystemofaBus

ZENG Falina, PAN Weib, LI Jiankanga, RUAN Yangb

(a. Automotive Engineering Research Institute; b.School of Automobile and Traffic Engineering, Jiangsu University, Zhenjiang 212013, China)

2016-03-10

江蘇省普通高校研究生科研創(chuàng)新計劃項目(CXLX12_0630)

曾發(fā)林(1963—)，男，江蘇鎮(zhèn)江人,副教授，主要從事汽車NVH研究，E-mail:519491781@qq.com。

曾發(fā)林，潘偉，李建康，等.某客車動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計[J].重慶理工大學學報(自然科學)，2017(9):29-35.

formatZENG Falin, PAN Wei, LI Jiankang,et al.Optimization Design of Powertrain Mounting System of a Bus[J].Journal of Chongqing University of Technology(Natural Science)，2017(9):29-35.

10.3969/j.issn.1674-8425(z).2017.09.005

U271.91

A

1674-8425(2017)09-0029-07