徐燚 龔光軍 陸昌年 魯磊

安徽職業(yè)技術(shù)學(xué)院 安徽省合肥市 230011

1 引言

現(xiàn)今路面條件已經(jīng)得到了很大改善，而隨著各種汽車技術(shù)的發(fā)展和進步，汽車設(shè)計也正向著輕量化方向發(fā)展，汽車中最大振源因此成了發(fā)動機，這使得動力總成懸置隔振系統(tǒng)的性能設(shè)計顯得尤為重要。因此在其中的設(shè)計中，需要盡量追求懸置系統(tǒng)能夠具有較高的模態(tài)解耦程度，同時希望將其固有頻率盡量安排在較為合理的范圍內(nèi)，這樣才能夠有效避免其以為有可能接近整車的其它模態(tài)頻率而產(chǎn)生共振現(xiàn)象。

2 動力總成懸置系統(tǒng)動力學(xué)模型建立

本文所研究的某客車使用了2.0T 渦輪增壓發(fā)動機及六擋手動變速器的動力總成，如圖1 所示。整個懸置系統(tǒng)的布置形式如圖2中所呈現(xiàn)的。本文研究的主要內(nèi)容是動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計的一個重要方面，即實現(xiàn)Z軸的垂直振動以及繞X 軸振動模態(tài)的解耦。

圖1 動力總成示意圖

圖2 前后懸置模型示意圖

同時，本文中下面主要采用的部分解耦設(shè)計方法主要包括能量解耦法以及撞擊中心定理。

2.1 發(fā)動機總成動力學(xué)模型

相對發(fā)動機來說，我們認為橡膠軟墊因為彈性大所以是非常“軟”的，以此為前提可以把發(fā)動機動力總成簡化成剛體，同時，需要設(shè)置質(zhì)量、質(zhì)心、轉(zhuǎn)動慣量三個重要的參數(shù)，在本文中，動力總成質(zhì)量參數(shù)已給定如下表所示：

2.2 懸置軟墊的動力學(xué)模型

在ADAMS 中建立模型時，橡膠墊是發(fā)動機和車架（“大地”）的連接，可以采用Bushing 建模，三個方向上的扭轉(zhuǎn)剛度為零，本文所采用的橡膠軟墊剛度標(biāo)準(zhǔn)參數(shù)已經(jīng)給定如下：橡膠懸置X、Y、Z 方向的剛度分別為：后左：[44、111.4、292.8]；后右：[44、111.4、292.8]；左：[52.1、63.4、380.1]；右：[52.1、63.4、380.1]，單位N/mm。

2.3 在ADAMS 中建立懸置系統(tǒng)模型

在ADAMS 模型中建立懸置系統(tǒng)模型時需要始終按照一些方法和技巧來進行。由于本文中的該ADAMS 模型的要素主要是包括剛體、連接、激勵這三項，所以下面對這些要素相關(guān)的要點進行簡要敘述:

表1 動力總成質(zhì)量參數(shù)

1）剛體：這里主要指的是發(fā)動機動力總成，它的繪制可以在ADAMS/View 中直接進行，同時認為它是一個具有6 個自由度的空間自由剛體。另外，客車的車架也是一個需要進行研究的對象，在這里，由于與整車相對比，發(fā)動機總成的質(zhì)量是較小的，故而整個懸置系統(tǒng)可以直接拿出來進行單獨的討論和分析，同時可以用質(zhì)量無限大的“大地”來代替車架；

2）連接：在本文中，該懸置系統(tǒng)采用了前二后一的布置形式（為了計算分析方便，將后懸置分解成兩個Bushing）。其中，前懸置的安裝角度為48°，后懸置的安裝角度為0°。懸置軟墊采用Bushing 建模，各方向的剛度前面已經(jīng)給出；

3）激勵：分析懸置系統(tǒng)的固有特性時，可以暫時不必考慮激勵。

最終在ADAMS 中建立的動力總成懸置模型如圖3 所示：

圖3 動力總成懸置系統(tǒng)的ADAMS 模型

3 懸置系統(tǒng)的固有特性分析

為了隔離發(fā)動機這個最大振源所產(chǎn)生的車體振動，經(jīng)過分析得知，必須使得動力總成懸置系統(tǒng)具有優(yōu)良的固有特性才能盡量減少這個影響。

3.1 固有特性的計算機仿真分析

在ADAMS/View 中 加 載 可 選 模塊ADAMS/Vibration， 菜 單 欄 中 出 現(xiàn)Vibration 菜單。在仿真計算時，為比較阻尼大小對系統(tǒng)固有特性的影響，故分兩種情況進行仿真計算，即有阻尼和無阻尼。

在經(jīng)過ADAMS 仿真計算后，得出的計算結(jié)果，即主要包含動力總成懸置系統(tǒng)的無阻尼固有頻率如表2 所示：

表2 動力總成各階模態(tài)無阻尼固有頻率

各階主振型計算結(jié)果如圖4 所示：

在圖4 中，RX、RY、RZ 分別代表自由度α，β，γ，PART_3 為動力總成在ADAMS 中的實體名稱。

圖4 動力總成無阻尼主振型計算結(jié)果

得到各階振動的固有頻率以及主振型之后，可以計算出現(xiàn)有懸置系統(tǒng)在無阻尼的情況下各自由度的能量占系統(tǒng)總能量的比例，如表3 所示：

表3 無阻尼時各自由度能量分布

由于橡膠懸置阻尼很小，在未給定阻尼具體數(shù)值的情況下，將四個Bushing 的X、Y、Z 方向上的阻尼均設(shè)置為0.02N.s/mm 的小阻尼，對仿真計算的準(zhǔn)確程度影響可以忽略。

在經(jīng)過ADAMS 仿真計算后，得出的計算結(jié)果，即主要包含動力總成懸置系統(tǒng)的有阻尼固有頻率如表4 所示：

表4 動力總成各階模態(tài)有阻尼固有頻率

各階主振型計算結(jié)果如圖5 所示：

圖5 動力總成有阻尼主振型計算結(jié)果

在上圖中，RX、RY、RZ 分別代表自由度α，β，γ，PART_3 為動力總成在ADAMS 中的實體名稱。

得到各階振動的固有頻率以及主振型之后，可以計算出現(xiàn)有懸置系統(tǒng)在有阻尼的情況下各自由度的能量占系統(tǒng)總能量的比例，如表5 所示：

表5 有阻尼時各自由度能量分布

從以上的計算結(jié)果可以看出，各階模態(tài)均有一個比較突出的能量占優(yōu)自由度；在無阻尼以及有阻尼的情況下均有二階模態(tài)、六階模態(tài)的振動耦合程度較高，其中尤其以二階模態(tài)為甚。該階模態(tài)的α、γ 自由度的振動能量分配僅相差7.2%，故需要進行解耦；而六階模態(tài)同樣也是α、γ 自由度的振動能量比較接近，相差10.74%，同樣也需要進行解耦。五階模態(tài)是一個非常復(fù)雜的耦合振動，雖然有明顯的振動占優(yōu)方向，但是沿Z 軸上下平移的振動能量分配比例較大，而發(fā)動機激勵很容易引起Z 軸方向的垂直振動，故也需進行解耦，使β 自由度所占的能量盡可能比例擴大，已達到比較好的隔振效果。

對2.1.2、2.1.3 兩個小節(jié)所得出的分析結(jié)果進行比較可以知道，阻尼的大小對整個固有特性分析的結(jié)果影響很小，僅在高階振動時候?qū)逃蓄l率和陣型有很小的影響，因此可以說明，懸置元件在簡化建模時可以簡化成無阻尼的三個正交彈簧即可。

4 懸置系統(tǒng)的解耦設(shè)計

在優(yōu)化設(shè)計時，不改動原有懸置系統(tǒng)的布置形式。為了敘述方便，仍采用全文統(tǒng)一的參考坐標(biāo)。

4.1 使用撞擊中心定理進行解耦設(shè)計

利用撞擊中心定理可以計算出前后懸置之間的距離，以判斷現(xiàn)有懸置系統(tǒng)是否符合撞擊中心定理的要求。根據(jù)前文所給出的動力總成質(zhì)量參數(shù)的原始數(shù)據(jù)，動力總成的總質(zhì)量為M=258.24kg，繞Y 軸的轉(zhuǎn)動慣量I=25.97kg·m，發(fā)動機前懸置到動力總成質(zhì)心的距離L=650.99m,按撞擊中心定理計算，前后懸置之間的距離應(yīng)為805.47mm，而現(xiàn)有懸置的前后距離為784.58mm，實際前后懸置的距離與根據(jù)撞擊中心定理計算得出的前后懸置距離僅相差20.89mm，可見，前后懸置之間的距離已經(jīng)符合要求不需要再進行改動。

4.2 使用能量解耦法進行解耦設(shè)計

下面將對動力總成懸置系統(tǒng)虛擬樣機模型進行相應(yīng)的參數(shù)化分析，分析中需要采用到的具體方法為ADAMS/View 中Optimization （優(yōu)化分析）模塊。

可以設(shè)定DV_1 到DV_6 是四個懸置軟墊三個彈性主軸上的剛度變量；同理可得，可以設(shè)定只有兩個懸置安裝角度變量，即DV_7 和DV_8。綜上所述，模型中總共設(shè)定了DV_1 到DV_8 這8 個優(yōu)化變量。

根據(jù)前面所得結(jié)論，本文中的優(yōu)化目標(biāo)主要是進行系統(tǒng)在沿Z與α方向上的能量解耦。

根據(jù)要求，采用無約束優(yōu)化方法進行優(yōu)化設(shè)計，因此不設(shè)定約束函數(shù)。

經(jīng)過ADAMS 的優(yōu)化計算，最終確定的優(yōu)化結(jié)果如下：（1）四個懸置軟墊三個彈性主軸上的剛度分別為：左：[41.79 50.74 304.06]；右：[41.79 50.74 304.06]； 后 左：[35.2 89.15 234.19]；后右：[35.2 89.15 234.19]；（2）安裝角度為：前60°；后40°。

固有頻率如表6 所示：

表6 解耦設(shè)計后固有頻率

根據(jù)表中的數(shù)據(jù)，可以得出以下結(jié)論：在進行解耦優(yōu)化設(shè)計后，系統(tǒng)的一至五階固有頻率降低明顯，這有助于進行隔振。值得注意的是，六階固有頻率有所上升，振型占優(yōu)方向由α 變?yōu)棣?，但發(fā)動機激勵主要集中在α 以及Z 方向，對方γ 向振動激勵并不是很大，因此，對整個系統(tǒng)的隔振影響不大。

解耦設(shè)計后各自由度的能量分布如表7所示：

根據(jù)表中的數(shù)據(jù)，可以得出以下結(jié)論：在進行解耦優(yōu)化設(shè)計后，六階模態(tài)的振動耦合程度有所降低，振動占優(yōu)方向的能量分布百分比有所增長；五階模態(tài)中，Z 方向的能量占有比例有所降低，對隔振有利；而二階模態(tài)仍舊耦合程度較高，盡管α 方向的能量占有率比原來有所降低，但是過寬的頻帶依舊容易引起共振，對隔振有所不利。

表7 解耦設(shè)計后各自由度能量分布

5 結(jié)論

在進行解耦優(yōu)化設(shè)計后，系統(tǒng)的一至五階固有頻率降低明顯，這有助于進行隔振。同時，六階模態(tài)的振動耦合程度有所降低，振動占優(yōu)方向的能量分布百分比有所增長；五階模態(tài)中，Z方向的能量占有比例有所降低，對隔振有利。