發(fā)動機懸置剛度優(yōu)化設計

1、3GA2發(fā)動機懸置剛度優(yōu)化設計摘要：本文利用多體動力學軟件ADAMS(Automatic Dynamic Analysis of Mechanical System)建立了3GA2動力總成懸置系統(tǒng)六自由度剛體動力學模型。通過線性模態(tài)提取的方法，結(jié)合本發(fā)動機實際，以力傳遞率最小為目標函數(shù)，懸置剛度值作為設計變量，在強迫激勵下，利用二次序列規(guī)劃法SQP(Sequential Quadratic Programming)進行優(yōu)化，針對對隔振影響較大的參數(shù)進行調(diào)整，最終提出懸置剛度設計方案，達到了使傳遞力有效值降低30%左右的良好效果。關(guān)鍵詞：懸置系統(tǒng)，SQP，ADAMS，力傳遞率，振動ABSTRAC

2、T: The 3GA2 power-train six-degree rigid dynamic model was built under the ADAMS environment, and then depending on the computed response sensitivities to determine the changes to the mount system that would lead to minimum response at user-defined location in the vehicle. Design variables werethe m

3、ounts stiffness, which were changed until the lowest level of response was found. Under forced vibration, mounts stiffness were optimized by the method ofSQP (Sequential Quadratic Programming). Finally, the design plan of mounts stiffness was put forward and the virtual value of transfer force was r

4、educedabout 30 percent.KEYWORDS:Mount system, SQP, ADAMS, Reaction transmissibility, Vibration 1 發(fā)動機懸置優(yōu)化設計的一般方法設計性能良好的動力總成懸置系統(tǒng)，減少動力總成振動向車體的傳遞，從而降低噪聲，改善舒適性，這一直是汽車設計者所關(guān)心的重要課題。目前懸置優(yōu)化設計的一般方法有：(1)能量解耦法這是一種傳統(tǒng)的設計方法，不僅較好地協(xié)調(diào)了具有復雜形態(tài)的頻率約束和解耦目標之間的關(guān)系，而且不必考慮發(fā)動機的具體形狀，避免了繁瑣的調(diào)試過程，并對系統(tǒng)結(jié)構(gòu)及布置形式無特殊要求，具有廣泛適用性。但是以解耦為目標的優(yōu)化

5、不涉及到任何響應計算，雖然按照傳統(tǒng)的經(jīng)驗，這對降低振動向整車的傳遞有一定的作用，但是要把振動傳遞率控制在一個較低的水平，還需要以支承處的響應為目標進行優(yōu)化。因此解耦法一般適用于初期設計階段初始參數(shù)的選取和懸置的布置。(2)動態(tài)響應法初期設計以后，為了把振動控制在一個較低的水平，還需要對懸置的位置、剛度等參數(shù)進行重新調(diào)整。動態(tài)響應法直接以響應的最小為目標，以剛度、位置等參數(shù)為變量進行優(yōu)化，以達到減振、降噪的目的。本文采取以力傳遞率最小為目標，對懸置的各向剛度進行優(yōu)化設計。2 建立仿真分析模型(1)質(zhì)量和參數(shù)的獲取通過項目組獲取模型相關(guān)數(shù)據(jù)。包括3GA2動力總成質(zhì)量慣量數(shù)據(jù)，曲柄連桿機構(gòu)數(shù)模，懸置

6、剛度和位置，發(fā)動機轉(zhuǎn)速與輸出扭矩和燃氣爆發(fā)壓力隨曲軸轉(zhuǎn)角變化的特性曲線等。(2)發(fā)動機激勵分析3GA2發(fā)動機為四沖程3缸發(fā)動機，相位差為240度。機體受到曲柄連桿機構(gòu)的往復慣性力、旋轉(zhuǎn)離心力以及由燃氣爆發(fā)壓力和往復慣性力共同作用產(chǎn)生的力矩的影響。由于3缸機沒有4缸機的自身平衡性好，所以機體將受到較大的激勵力。(3)懸置支承的處理建立懸置系統(tǒng)的動力學模型，支架以及懸置臂作為剛性體處理。(4)橡膠力學特性參數(shù)的處理動力學模型中橡膠懸置被處理成具有三向剛度和阻尼的彈簧，剛度和阻尼值由圖紙查找得到。(5)激勵的處理三個氣缸中心線位置沿氣缸軸線方向，施加燃氣爆發(fā)壓力；在曲軸旋轉(zhuǎn)方向，施加發(fā)動機轉(zhuǎn)速。(6

7、)動力學模型的建立將發(fā)動機看作剛體，活塞和缸體之間以移動副連接，約束后活塞只沿軸線運動；連桿和活塞銷以球副連接；連桿和曲軸軸頸之間以圓柱副連接；旋轉(zhuǎn)副建立了曲軸和發(fā)動機缸體之間的相對轉(zhuǎn)動；建立的動力學模型存在六個自由度，即沿的平動和繞三個軸的轉(zhuǎn)動，如圖所示。圖1動力學模型3仿真分析通過實車的試駕和測試，確定了該發(fā)動機在怠速轉(zhuǎn)速（880r/min）2000r/min的轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)振動較大，尤其是怠速轉(zhuǎn)速工況。因此，在仿真時選取發(fā)動機轉(zhuǎn)速為880r/min、汽車靜置怠速作為計算工況。由于在怠速時發(fā)動機前懸置基本不受力，所以所謂的四點懸置實際上變成三點懸置。計算得到每個懸置的三個方向上力的有效值的和“

8、F”為4547.16N。初始剛度值見下表（X方向為垂直方向，Z方向為懸置的旋轉(zhuǎn)軸線方向，Y方向由右手定則確定，單位N/mm。）注：不考慮前懸置。表1 初始剛度值靜剛度XYZ發(fā)動機左懸置156.8392122.5發(fā)動機右懸置158.8436.2100.5發(fā)動機后懸置722096374優(yōu)化設計(1)優(yōu)化方法：二次規(guī)劃的方法即序列二次規(guī)劃法(SQP)。(2)目標函數(shù)：各個懸置的三個方向的力的有效值的和“F”為最小。(3)設計變量：（單位： N/mm）表2 懸置剛度設計變量左懸置右懸置后懸置XYZXYZXYZ初始剛度156.8392122.5158.8436.2100.572209637-Delta

9、-100-200-100-100-200-100-72-100-200+Delta +100+200+100+100+200+100+72+100+200(4)頻率約束：在發(fā)動機坐標系下的頻率約束汽缸后端面與曲軸中心線的交點為坐標原點，曲軸指向發(fā)動機前端的方向為正X方向，由油底殼指向發(fā)動機蓋的方向為正Z方向，正Y方向由右手法則確定。動力總成繞X軸平動的固有頻率；動力總成繞Y軸平動的固有頻率；動力總成繞Z軸平動的固有頻率；動力總成繞X軸轉(zhuǎn)動的固有頻率；動力總成繞Y軸轉(zhuǎn)動的固有頻率；動力總成繞Z軸轉(zhuǎn)動的固有頻率。表3 頻率約束（Hz）6681066（Hz）1510.410.41510.415(5)

10、優(yōu)化結(jié)果：目標函數(shù)F=2904N，相對初始值4547.16N降低36.1%，優(yōu)化后的剛度變量值如下表：表4 優(yōu)化結(jié)果剛度左懸置右懸置后懸置XYZXYZXYZ初始剛度（N/mm）156.8392122.5158.8436.2100.572209637優(yōu)化后剛度（N/mm）193.24286.1239.7468.2257.510.57.1118.5501.6從目標函數(shù)來看，振動傳遞力得到了大大的改善，但是針對各個剛度值來說，有的剛度降低的太多，明顯是不可取的。因此必須進一步研究各個變量的靈敏度，通過計算發(fā)現(xiàn)發(fā)動機后懸置Y向剛度和發(fā)動機左懸置Y向剛度對目標函數(shù)的靈敏度相對較高。在參照以上優(yōu)化結(jié)果的情

11、況下，對各個剛度變量重新進行調(diào)整得到以下三組結(jié)果： 第一組表5 第一組剛度值對比左懸置右懸置后懸置XYZXYZXYZ初始剛度 (N/mm)156.8392122.5158.8436.2100.572209637第一組（N/mm）156.8292100158.8336100.572159437目標函數(shù)F=3167N，較初始值降低30.3%。固有頻率對比如下表：表6第一組數(shù)據(jù)與初始值的固有頻率對比階數(shù)123456初始值7.59.111.314.419.529.1第一組7.39.010.312.618.425.1 第二組表7 第二組剛度值對比左懸置右懸置后懸置XYZXYZXYZ初始剛度 (N/mm)

12、156.8392122.5158.8436.2100.572209637第二組（N/mm）156.8292100158.8336100.572109437目標函數(shù)F=2991N，較初始值降低34.2%。固有頻率對比如下表：表8第二組數(shù)據(jù)與初始值的固有頻率對比階數(shù)123456初始值7.59.111.314.419.529.1第二組7.28.79.512.518.325.1 第三組表9 第三組剛度值對比左懸置右懸置后懸置XYZXYZXYZ初始剛度 (N/mm)156.8392122.5158.8436.2100.572209637第三組（N/mm）156.8292100158.8336100.57

13、2159537目標函數(shù)F=3205N，較初始值降低29.5%。固有頻率對比如下表：表10第三組數(shù)據(jù)與初始值的固有頻率對比階數(shù)123456初始值7.59.111.314.419.529.1第三組7.39.010.312.918.526.1對以上三組數(shù)據(jù)進行對比分析，可以發(fā)現(xiàn)各個剛度值都比較適中，相對初始值變化不是太大，而且第一組和第二組只有發(fā)動機后懸置Y向剛度值不同，第一組和第三組只有發(fā)動機后懸置Z向剛度值不同，三個方案之間的一致性比較好，目標函數(shù)改善程度都在30%左右，而且固有頻率值比初始值有較大的降低，更是避開了怠速工況下的點火頻率（22HZ），頻率分布比較合理。5 在其它轉(zhuǎn)速工況下的計算通

14、過前面的計算分析，得到的三組數(shù)據(jù)是針對發(fā)動機轉(zhuǎn)速為880r/min的，下面進一步驗證這三組數(shù)據(jù)在其它轉(zhuǎn)速工況對目標函數(shù)的影響?？紤]到低速時懸置的振動較大而中高速時較小，并且低速時整車的顫振是懸置設計需要考慮的一個關(guān)鍵因素，因此只驗算2000rpm激勵下的結(jié)果，更高轉(zhuǎn)速激勵不加以驗算。表112000r/min工況計算值對比剛度值初始值第一組第二組第三組目標函數(shù)77427016-9.4%6621-14.5%7073-8.6%從上面表格中的數(shù)據(jù)可以看出，這三組剛度數(shù)據(jù)對2000r/min的工況也有10%左右的改善效果，因此，可以最終確定這三組剛度值。另外，在試做懸置時，特別要注意嚴格保證發(fā)動機后懸置Y向剛度和發(fā)動機左懸置Y向剛度的精度。6結(jié)論（1）通過對發(fā)動機激勵、懸置支架和橡膠特性等各種影響因素的分析，運用多體動力學軟件ADAMS，建立懸置系統(tǒng)的動力學模型。研究了強迫振動下懸置的傳遞特性，分析了懸置剛度對隔振性能的影響，并以力的傳遞最小為目標，以剛度為設計變量，在考慮頻率約束的條件下進行優(yōu)化，達到了良好的效果。最終指出了改進的方向，同時對發(fā)動機常用轉(zhuǎn)速2000r/min的工況進行了對比驗算。（2）關(guān)于懸置元件的設計問題、關(guān)于懸置系統(tǒng)頻變剛度和阻尼的模擬問題、關(guān)于極限工況下動力總成的位移和姿態(tài)角的變化問題、關(guān)于柔