動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化方法研究

1、 動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化方法研究1動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計的數(shù)學模型針對不同類型的動力總成懸置系統(tǒng)，可以從不同角度提出目標函數(shù)和約束條件來建立不同的優(yōu)化設(shè)計模型。對于動力總成懸置系統(tǒng)的六自由度模型而言，常見的目標函數(shù)有：動力總成懸置系統(tǒng)六自由度解耦和部分解耦，系統(tǒng)固有頻率的合理配置，系統(tǒng)的振動傳遞率最小或懸置支承處動反力最小以及由這些目標函數(shù)組成的統(tǒng)一目標函數(shù)。1.1優(yōu)化的目標函數(shù)1.1.1固有頻率合理配置目標函數(shù)由隔振理論可知，當激振頻率在系統(tǒng)固有頻率附近時，系統(tǒng)振動的振幅將明顯增大；當激振頻率大于系統(tǒng)固有頻率的2倍時，才能起到隔振的效果。因此,懸置系統(tǒng)隔振設(shè)計的一個主要任務就是合理配置其固有

2、頻率，避免系統(tǒng)發(fā)生共振現(xiàn)象。從整車的角度來考慮，整車各子系統(tǒng)間的動力特性須合理匹配，動力總成懸置系統(tǒng)的固有頻率應避開整車其它子系統(tǒng)相應方向上的固有頻率，如懸架、車身以及車輪的振動頻率，以防由此引起動力總成和其它子系統(tǒng)之間的共振。系統(tǒng)固有頻率的合理配置是指先給出系統(tǒng)的六階期望頻率，在優(yōu)化計算過程中讓系統(tǒng)的固有頻率逐漸逼近這些預先配置的值，其表達式如下：八遲嗎餉)-隔J(1-1)式中：x為優(yōu)化設(shè)計變量；wi為第i階固有頻率的加權(quán)系數(shù)；fi(x)為第i階振動頻率；g.t為第i階振動頻率的最優(yōu)值。iopt下面分析一下動力總成懸置系統(tǒng)六個自由度方向上固有頻率的合理配置范圍。Z向固有頻率從懸置軟墊的耐久性

3、方面考慮,動力總成懸置系統(tǒng)的Z向固有頻率不能過低,同時必須大于車身在垂直方向的振動頻率（一般在5Hz左右），但也不能太高，否則，由于高頻振動將破壞車輛的平順性,一般應限制在10Hz12Hz之間,綜合考慮上面兩個因素，gt的取值范圍為：6HzWgtW11Hz。zoptzopta向固有頻率對于動力總成而言，低頻范圍內(nèi)其主要激勵為繞曲軸方向的轉(zhuǎn)矩，當此動頻率和動力總成a向固有頻率接近時，系統(tǒng)在此方向上將發(fā)生共振。因動力總成沿a向的振動頻率必須低于發(fā)動機怠速時點火脈沖頻率的1/空2同時又必須大于車身的扭轉(zhuǎn)振動頻率。一般車身的扭轉(zhuǎn)振動頻率在5Hz附近。因此a向固有頻率的取值范圍為：6HzWfWfI邁，其

4、中f為發(fā)動機的速點火脈沖頻率，對于ass直列四缸發(fā)動機來說:fs=n/30。本文研究的發(fā)動機速轉(zhuǎn)速為700r/min,則fs=23.33,所以，g的取值范圍為6HzWgW16.5Hz。aoptaopt0向固有頻率動力總成的俯仰振動頻率必須遠離汽車的俯仰振動頻率,同時應遠離由路面輸入響應引起的低頻振動。實驗表明：g在6Hz15Hz之間比較合適。卩optX向固有頻率動力總成沿X向的縱向振動和沿0向的俯仰振動有耦合的趨勢，因此，gxopt的取值范圍為：6HzWgW15Hz。xoptY向固有頻率動力總成沿Y向的橫向振動和沿a向的側(cè)傾振動有耦合的趨勢，因此g的yopt取值范圍為：6HzWgtW16.5H

5、z。yoptY向固有頻率動力總成沿Y向的橫擺振動和沿a向的側(cè)傾振動有耦合的趨勢，因此，gYopt的取值范圍為：6HzWgW16.5Hz。opt1.1.2能量解耦目標函數(shù)通常情況下動力總成懸置系統(tǒng)六個自由度方向上的振動是耦合的，這種耦合是十分有害的，使系統(tǒng)固有頻率的頻帶分布加寬，不便于系統(tǒng)固有頻率的合理配置，增加了系統(tǒng)隔振的難度。因此，在動力總成懸置系統(tǒng)的隔振設(shè)計中，解除多自由度的耦合振動與合理配置系統(tǒng)的固有頻率是同等重要的。理論上講，當前、后懸置的彈性中心與動力總成的質(zhì)心完全重合時，可使系統(tǒng)在六個自由度方向上的振動完全解耦，但受到整車布置的限制，這種布置型式很難實現(xiàn)。傳統(tǒng)的解耦方法主要是通過合

6、理布置懸置來實現(xiàn)的，其基本原則是以動力總成的中心主慣性軸為坐標系來布置支承元件，以消除慣性耦合；使懸置的彈性中心位于系統(tǒng)的扭矩軸上或質(zhì)心處，以消除彈性耦合，如采用V型懸置組等。在工程實際中，往往通過動力總成懸置系統(tǒng)的能量分析來衡量動力總成懸置系統(tǒng)在某個方向上的解耦程度，以及各個方向之間的耦合程度。以能量解耦為目標進行優(yōu)化設(shè)計，不用考慮發(fā)動機的激勵力和力矩，因此該方法所用到的參數(shù)較少，具有較強的通用性。系統(tǒng)的能量耦合矩陣中對角線元素表示系統(tǒng)在做第i階固有頻率振動時占優(yōu)方向所占的振動能量百分比，此值越大表示系統(tǒng)在該階固有頻率方向上振動解耦的程度就越高。系統(tǒng)的能量解耦目標函數(shù)可以表示為：Z(1-2)

7、式中：i為系統(tǒng)固有頻率的階數(shù)；wi為對應于第i階頻率的加權(quán)因子；DIGi為對應于第i階固有頻率的振動占優(yōu)方向所占的振動能量百分比。1.1.3傳遞率最小目標函數(shù)傳遞率表示擾動力(力矩)傳給車體振動成分的大小，傳遞率的減小表明系統(tǒng)隔振性能的提高。一個設(shè)計良好的隔振系統(tǒng)，應盡可能減小系統(tǒng)的振動向外部的傳遞，從而達到控制振動和噪聲的目的。在研究動力總成懸置系統(tǒng)的低頻振動特性時，激振力主要是沿曲軸方向的二階扭矩，因此往往以側(cè)傾方向的振動傳遞率為目標函數(shù)，其表達式為：j=lx100%(1-3)式山擾動九矩幅ft屹樂統(tǒng)的則傾反A矩幅仇見=士I：臥-片二J.Z*埠、兀贏個摳置廠訕和;所受的動反山；H、二第i個

8、屋置F；和三；“林刃Ai置個毅口1.1.4懸置動反力最小目標函數(shù)此優(yōu)化目標是使在一定激勵作用下各懸置的三向動反力之加權(quán)和值為最小，采用加權(quán)系數(shù)是為了更嚴格的控制某些方向的動反力大小，目標函數(shù)的表達式為：(1-4)式中：Fi第i個懸置處動反力；wi第i個懸置處動反力加權(quán)系數(shù)。J的減小意味著懸置處總動反力的減小，即動力總成向車體傳遞的力或力矩幅值的減少；同時懸置處動反力的減小有利于延長懸置的使用壽命。1.1.5多目標函數(shù)以上介紹的各個分目標函數(shù)僅注重系統(tǒng)隔振設(shè)計的一個方面，工程中常常要求系統(tǒng)多個目標函數(shù)同時達到最優(yōu)值，這就是所謂的多目標優(yōu)化問題，多目標函數(shù)兼顧了系統(tǒng)隔振的多方面要求。由于多目標函數(shù)

9、優(yōu)化問題本身的復雜性導致了求解的困難，因此一般情況下都是將多目標函數(shù)優(yōu)化問題轉(zhuǎn)換為單目標函數(shù)優(yōu)化問題求解。由于各分目標函數(shù)在量綱和量級存在差異，通常應用統(tǒng)一目標法將各分目標函數(shù)轉(zhuǎn)化為統(tǒng)一的無量綱值，并且將量級也限制在一定的范圍內(nèi)，使目標規(guī)格化，然后根據(jù)各分目標函數(shù)的重要性用加權(quán)因子組成“統(tǒng)一目標函數(shù)”，其表達式如下：，左叭麗(1-5)式中：w.第i個分目標函數(shù)的加權(quán)系數(shù)；iJ.第i個分目標函數(shù)轉(zhuǎn)換后的表達式。i優(yōu)化的設(shè)計變量動力總成懸置系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計涉及到動力總成的質(zhì)量參數(shù)、慣性參數(shù)和懸置參數(shù)(懸置的位置參數(shù)、剛度參數(shù)和角度參數(shù))，一般不改變系統(tǒng)的固有特性參數(shù)，只選取懸置元件的相關(guān)參數(shù)作為優(yōu)化

10、設(shè)計的變量，阻尼的主要作用是降低共振峰值,所以不作為優(yōu)化設(shè)計變量。優(yōu)化的約束條件在目標函數(shù)求優(yōu)的過程中，優(yōu)化迭代要在各種約束條件組成的可行域中進行。在動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計中有兩類約束：一是形態(tài)約束，它是根據(jù)系統(tǒng)的某項性能要求而構(gòu)成的約束函數(shù)，如系統(tǒng)固有頻率約束，動力總成垂向位移約束等；另一類是邊界約束，用來限制某個設(shè)計變量的變化范圍，或是規(guī)定某些變量之間的相對關(guān)系。1.邊界約束動力總成懸置相對于車架的位置及支撐參數(shù)受到上下限約束。2.形態(tài)約束動力總成子系統(tǒng)的固有頻率要與激勵頻率以及整車其它子系統(tǒng)的頻率相匹配，因此，動力總成在六個方向上的固有頻率有一定的要求，上面已具體的分析過，此處不再贅述

11、。為了防止運動干涉，通常規(guī)定動力總成的最大垂向位移不能超過10mm。懸置的變形也不應過大，過大的側(cè)向變形使懸置發(fā)生剪切破壞，過大的垂向變形又使懸置的使用壽命降低。1.4優(yōu)化算法從上面的分析可知，動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計的目標函數(shù)屬于有約束非線性優(yōu)化設(shè)計模型，有約束優(yōu)化問題的求解要比無約束優(yōu)化問題復雜的多。人們對于無約束問題最優(yōu)化方法的研究要比對有約束最優(yōu)化方法的研究更深入和成熟。懲罰函數(shù)法是將有約束問題轉(zhuǎn)換成無約束問題求解極值的一種方法，這一轉(zhuǎn)換對于問題求解的速度和精度有非常重要的意義。2某車型動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計實例2.1目標函數(shù)的選取利用能量解耦法進行動力總成懸置系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計，僅需要

12、對系統(tǒng)進行自由振動分析，求出剛體的模態(tài)參數(shù),3)，不用考慮發(fā)動機的激勵力和力矩，因此該方法所用到參數(shù)較少，具有較強的通用性，優(yōu)化速度快，同時,目標函數(shù)總在(0,1)變化,能保持良好的計算穩(wěn)定性。因此,本文目標函數(shù)一采用能量解耦，其表達式如下：込二mm土門ZVGJ(2-1)式中各項含義同前，此處不再贅述。由系統(tǒng)隔振理論可知，需要合理配置系統(tǒng)的固有頻率，由于動力總成的激勵主要作用在Z向和a向，所以應合理配置這兩個方向上的固有頻率。由前面的分析可知，系統(tǒng)Z向固有頻率比較低，不滿足要求，因此，目標函數(shù)二以控制系統(tǒng)Z向固有頻率為主，其表達式如下：式中：f(x)系統(tǒng)z向固有頻率；zgzopt系統(tǒng)z向固有頻

13、率的最優(yōu)值，根據(jù)5.1.1的分析，取zoptg=8.5Hz。zopt所以，本次優(yōu)化有兩個分目標函數(shù)J和J2,兼顧了系統(tǒng)固有頻率合理配置和能量解耦兩個要求，屬于多目標優(yōu)化問題。2.2設(shè)計變量的選取一般選取懸置的剛度參數(shù)、位置參數(shù)和角度參數(shù)作為優(yōu)化設(shè)計變量，由第四章分析知道，前、后懸置均采用平置式，改變懸置的布置形式比較困難，因此懸置的角度參數(shù)不作為優(yōu)化變量。對于三點式懸置系統(tǒng)而言，后懸置應盡可能的布置在x軸附近，以便降低以側(cè)傾振動為主的模態(tài)頻率；后懸置與變速器殼相連,不能承受很大的力,所以后懸置離動力總成質(zhì)心的縱向距離不能太?。缓髴抑玫某跏疾贾梦恢每紤]了這些因素，所以，后懸置的位置參數(shù)不作為優(yōu)化

14、變量。因此本文以前懸置的位置參數(shù)和剛度參數(shù)，后懸置的剛度參數(shù)為優(yōu)化變量，共15個優(yōu)化變量。2.3約束條件1.懸置位置約束根據(jù)提供的動力總成初始安裝圖，同時要求優(yōu)化完成后要能順利的安裝，不產(chǎn)生干涉，懸置位置參數(shù)的取值范圍如表2-1所示。表2-1前懸置位置參數(shù)取值范圍（單位：mm）XYZ前左懸置Ah23220-162S5370-82前右懸置Ah23-297-493hl?kS5-167112.懸置剛度約束從系統(tǒng)隔振的角度出發(fā)，懸置的剛度要盡可能的小，但這樣容易引起懸置的變形過大，造成運動干涉和懸置使用壽命的縮短。所以懸置的剛度取值范圍要滿足懸置的靜態(tài)變形條件，可以通過系統(tǒng)的靜態(tài)分析得到懸置剛范圍，如

15、表2-2所示。表2-2懸置剛度取值范圍（單位：N/mm）&前左懸置407070MK100150150前右懸置札in.40SO110100150160后懸置1503040320801003.系統(tǒng)固有頻率約束由1.1.1節(jié)的分析可知，各階固有頻率的取值范圍如下6Hz;6HzfyA6.5Hz6圧/=蘭11圧；6Hzf&6.5Hz6H-fe5Hz;16.5H-4.其他約束為了防止運動干涉,通常規(guī)定動力總成的最大垂向位移不能超過10mm2.4優(yōu)化結(jié)果分析2.4.1優(yōu)化前后變量值優(yōu)化前后優(yōu)化變量的值如下表所示：表2-3優(yōu)化前后懸置位置坐標（mm）前左慫置5苗）前/1扭置5懼）YZXYZ優(yōu)化前33.1132

16、0.98-142.4737.71-237.12-19.47優(yōu)化后55240-93.5855-200-10.37表2-4優(yōu)化前后懸置剛度數(shù)值（N/mm）前左忍置前右懸置肩慫置優(yōu)化前43.47569.343.47569.3281.543.655.3優(yōu)化后9078.7106.194.3114.3137.8175.630.996.12.4.2優(yōu)化后系統(tǒng)固有頻率分析和能量耦合分析優(yōu)化后系統(tǒng)的各階固有頻率和能量分布如下表所示：表2-5優(yōu)化后系統(tǒng)固有頻率和能量分布同有頻率(Hz)方向XY住r數(shù)值8.105.957.0210.5515.0516.41能屋分布(%)X97.72100.13240.61160.0

17、0611.24790.2810Y0.05-1197.34SS0.01190.60110.01361.9356Z0.20260.009993.21710.01116.49990.0564ci0.00020.22220.061292.93771.66345.115302.01890.81805.88790.181078.038113.05310.00321.46S90.21026.227012.502279.5536由表2-5可以看到，優(yōu)化后Y向固有頻率和Z固有頻率均有所提高，特別是Z固有頻率由原來的5.05Hz提高到7.02Hz，從而避開了車身在垂直方向上的振動頻率，有利于提高系統(tǒng)的隔振性能；a

18、向固有頻率由原來的10.91Hz降低到10.55Hz,雖然降低的幅度較小，但這對于降低系統(tǒng)以側(cè)傾為主的振動模態(tài)是有利的；除X向的解耦度略有降低外，動力總成懸置系統(tǒng)在其它各方向上的解耦度均有所提高，垂直方向和側(cè)傾方向的解耦度分別達到93.2171%和92.9377%，側(cè)傾方向和橫擺方向的耦合度由原來的12.1245%降低到6.2270%；俯仰和橫擺方向上的能量解耦度分別由原來的61.9045%和52.8085%提高到78.0381%和79.5586%，解耦度有較大的提高；雖然俯仰方向上和橫擺方向上的固有頻率較高，但是在允許的范圍內(nèi)，并且遠低于汽車的怠速頻率，同時由于動力總成的激勵主要作用在Z向和

19、a向上，因此優(yōu)化的結(jié)果主要是使垂直方向上的固有頻率大于車身的垂直振動頻率，側(cè)傾方向上的固有頻率小于發(fā)動機怠速時的點火脈沖頻率。2.4.3優(yōu)化前后動力總成響應對比分析14I/111V8640.228動力總咸;垂向位樓o.d0.6八叫嚴+冷冶5箱瓷、4、汕*、2&、22“_：:圖2-1優(yōu)化前后動力總成垂向位移分析由圖2-1可以看到，優(yōu)化后動力總成的垂向位移有較大幅度的下降，由原來的13.1mm減小到8.76mm,滿足了動力總成垂向位移不能大于10mm的要求；并且在仿真時間處于1秒的時候振動趨于平穩(wěn)，比優(yōu)化前系統(tǒng)振動趨于平穩(wěn)的速度快，這也說明優(yōu)化后系統(tǒng)隔振性能的提高。nro.dJ砒0n?s111勸力烷成;絡刈由的忖旳IIII/II4IIHIIii112141H