動力總成懸置系統(tǒng)多體動力學(xué)分析

動力總成懸置系統(tǒng)多體動力學(xué)分析TheMulti-bodyDynamicsAnalysisofPowertrainMountSystem錢留華，郭靜（湖北武漢，東風(fēng)汽車技術(shù)中心）摘要：論述了動力總成懸置系統(tǒng)力學(xué)特性的一般原理。以某車型動力總成三點(diǎn)懸置系統(tǒng)為例，利用多體動力學(xué)分析了該動力總成懸置解耦特性及動力總成在多種工況下質(zhì)心的位移、懸置位移及支撐處反力進(jìn)行了計(jì)算。文中論述了多體動力學(xué)法分析動力總成解耦計(jì)算及位移控制計(jì)算對動力總成懸置設(shè)計(jì)具有一定的指導(dǎo)意義。關(guān)鍵詞：動力總成懸置系統(tǒng)，解耦，位移控制，多體動力學(xué)Abstract:thisthesisrelatesthegeneralprinciplesofmechanicalpropertiesforthepowertrainmountsystem.Withavehiclepowertrainmountsystemofthreepointforexample,usingthemulti-bodydynamicsanalysis,powetrainmountdecouplingcharacteristicsareanalysedandinvariousconditionsofdisplacementofthecenterofmass,mountdisplacementandsupportplacecounterforcearecalculated.Thepaperdiscussesthemulti-bodydynamicalanalysespowertraindecouplinganddisplacementcontrolcalculationforthepowertrainmountdesignhascertaindirectivesignificance.Keywords:powertrainmountsystem,decoupling,displacementcontrol,multi-bodydynamicsanalysis前言動力總成懸置系統(tǒng)是指動力總成與車架或車身之間的彈性連接系統(tǒng)，包括汽車動力總和懸置元件，該系統(tǒng)設(shè)計(jì)的優(yōu)劣直接影響汽車的乘坐舒適性。近年來，隨著汽車的輕量化設(shè)計(jì)及平衡性較差的四缸發(fā)動機(jī)的廣泛使用，尤其是發(fā)動機(jī)前置（橫置）前驅(qū)動型式在轎車中的廣泛應(yīng)用，動力總成的振動對汽車平順的影響越來越突出。至今，有大量對動力總成懸置進(jìn)行振動分析和優(yōu)化的研究文獻(xiàn)。動力總成懸置系統(tǒng)基本設(shè)計(jì)中，以下兩點(diǎn)為基本設(shè)計(jì)內(nèi)容：（1）涉及動力總成懸置系統(tǒng)的六階固有頻率，以避免懸置系統(tǒng)與汽車的其他零部件系統(tǒng)（如車身、懸架系統(tǒng)）共振；盡可能使懸置系統(tǒng)在六個(gè)方向的振動互不耦合，尤其是動力總成在垂直方向的振動和沿曲線方向的扭轉(zhuǎn)振動和其他方向的振動解耦。（2）在汽車的各種行駛工況下（東風(fēng)公司技術(shù)中心規(guī)定了20種工況），動力總成質(zhì)心的位移應(yīng)控制在制定的范圍內(nèi)，懸置在各彈性主軸方向的變形應(yīng)處于設(shè)定的工作剛度位置。本文利用多體動力學(xué)，針對以上兩點(diǎn)內(nèi)容分別進(jìn)行了分析動力總成懸置解耦分析及動力總成懸置系統(tǒng)位移及支撐點(diǎn)力在各種工況下受力計(jì)算。動力總成懸置系統(tǒng)的力學(xué)特性進(jìn)行動力總成懸置系統(tǒng)力學(xué)分析時(shí)，動力總成視為六自由度剛體，由n個(gè)懸置支撐在車架、副車架或車身上。懸置簡化為三個(gè)垂直的彈性主軸方向U、v和w方向）具有剛度和阻尼的元件（如圖1）。Z圖1動力總成懸置系統(tǒng)動力學(xué)模型動力總成懸置系統(tǒng)強(qiáng)迫振動方程為：Im\q]+(K]q}+lcb}二{F(t)}其中：［M］為質(zhì)量矩陣、［K］為剛度矩陣、｛q｝為質(zhì)心位移列向量、｛$｝為質(zhì)心速度列向量、｛?｝為質(zhì)心加速度列向量、｛F（t）為外力列向量。振動系統(tǒng)的固有頻率由其自由振動方程的特征值決定，動力總成懸置系統(tǒng)的自由振動方程為：\m］q｝+\k］q｝+\c｝二0 式2由于阻尼的主要作用是降低共振峰值，對頻率和振型沒有影響，所以上式可簡化為：由式3可求解得到特征值W..(圓頻率)和與之對應(yīng)的特征向量I］｛申｝=｛申，申，申,申,申,申｝t動力總成懸置系統(tǒng)的模態(tài)頻率fj”/2k(j=l,2???,6)向量組成振型矩陣4］。當(dāng)動力總成懸置系統(tǒng)以第i階固有頻率fj和振型知｝］振動時(shí)，第k個(gè)廣義坐標(biāo)上的能量分布E(k,i)(能量解耦率)為：yW2QyW2Q厶mpiki klli\o"CurrentDocument"E(k,i)=： i=i-w2{p}T[M]{(p)2ii iW2pikiympkllil=1W2{p}T[M]{p}ii i由式3可以求解出振動頻率，式4求解出振動能量解耦率，由設(shè)計(jì)要求確定的懸置系統(tǒng)六階振動頻率和在主要振動方向的能量解耦率，結(jié)合優(yōu)化分析可以確定每個(gè)合理懸置剛度值、安裝角度和安裝位置。動力總成懸置系統(tǒng)多體動力學(xué)分析3.1模態(tài)解耦計(jì)算如圖2所示為某車型動力總成懸置系統(tǒng)動力學(xué)模型，動力總成質(zhì)量為164.5kg,采用三點(diǎn)懸置布置，其中左、右懸置分別布置在變速箱、發(fā)動機(jī)鏈輪殼上部，分別與機(jī)艙左、右縱梁連接，抗扭懸置布置在變速箱上。變速箱側(cè)懸置及發(fā)動機(jī)側(cè)懸置垂直布置，承受了動力總成主要載荷，抗扭懸置與x軸呈11.6度角布置，用bushing元件連接動力總成與車架用來模擬實(shí)現(xiàn)懸置力學(xué)功能，各懸置點(diǎn)位置和剛度如表1所示。圖2圖2動力總成懸置系統(tǒng)多體動力學(xué)模型表1懸置坐標(biāo)及剛度坐標(biāo)靜剛度xyzuvw發(fā)動機(jī)側(cè)-212483470100100200變速箱側(cè)-151-387339150150210抗扭懸置-41198262003030進(jìn)行自由振動分析，可得出動力總成懸置系統(tǒng)的各階頻率及與之對應(yīng)的能量解耦率，分析結(jié)果如表2所示。表2動力總成懸置振動頻率及解耦率（x,y,z為整車坐標(biāo)系方向）頻率振型'、13.7916.639.609.088.547.22x12.360.004.494.5478.610.01y0.001.710.080.290.0097.92z0.330.0277.1512.4210.070.00Rx0.3498.44-0.07-0.400.021.66Ry0.79-0.5817.5879.522.320.36Rz86.170.400.783.638.970.05從表2可看出動力總成懸置振動系統(tǒng)的解耦率及頻率分布不太理想：z方向垂直振動解耦率才77.15,繞y軸方向轉(zhuǎn)動才79.52（發(fā)動機(jī)橫置），頻率分布不太理想。需進(jìn)一步優(yōu)化才能符合設(shè)計(jì)要求。優(yōu)化流程如圖3所示。優(yōu)化目標(biāo)：解耦率最大變量：各懸置位置、安裝角度及剛度約束條件：模態(tài)頻率范圍（Hz）解耦率頻率間隔Fore/Aft7-13Hz$70%>1HzLateral7-13Hz$70%>2HzfromRollBounce8-10Hz$90%>2HzfromPitchandRollRoll8-16.5Hz$70%>2HzfromBounceandlateralPitch8-12Hz$90%>2HzfromBounceYaw8-16.5Hz$70%>1Hz圖3優(yōu)化流程圖

經(jīng)優(yōu)化計(jì)算后結(jié)果如下：表3優(yōu)化后懸置坐標(biāo)及剛度坐標(biāo)靜剛度xyzuvw發(fā)動機(jī)側(cè)-2124834709090210變速箱側(cè)-145.2-387339165165205抗扭懸置-41198261853030表4優(yōu)化后動力總成懸置振動頻率及解耦率（x,y,z為整車坐標(biāo)系方向）頻率振型16.7914.089.569.008.207.25x0.0014.452.330.4282.800.00y1.860.000.000.760.0097.37z0.010.2392.333.613.800.01Rx98.400.330.010.580.051.81Ry0.603.144.8590.771.120.72Rz0.3281.840.515.0112.230.08通過適當(dāng)優(yōu)化懸置坐標(biāo)位置及剛度，合理的分布了懸置系統(tǒng)的各階振動頻率，大大的提高懸置系統(tǒng)的解耦率，其中z方向垂直振動解耦率由77.15提高到92.33,繞y方向振動解耦率由79.52提高到90.77。3.2位移控制計(jì)算在進(jìn)行動力總成懸置位移控制計(jì)算時(shí)，按東風(fēng)技術(shù)中心懸置設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)，其載荷工況有20種。在各種工況下動力總成的位移控制在指定的范圍內(nèi)。圖4某乘用車動力總成懸置系統(tǒng)位移控制仿真模型建立如圖4所示懸置系統(tǒng)位移控制系統(tǒng)仿真模型，其中各懸置剛度采用Askima插值法來模擬實(shí)際非線性剛度曲線，各懸置剛度曲線如表5所示。

表5各懸置剛度曲線發(fā)動機(jī)側(cè)變速箱側(cè)抗扭n1iffacaiinarui3iiinrviPT.■■■ J-IQtOI-=IK -311 -M H lb 13 91b41：■期 iii I, rrfz 屆十-ju 卞"■/ -4KM——： 宅 -^IkM-IH -1-1 -1 1 平gpl>*lJ-M?!ML *| -x.?a*v4 '■iI*一_==|-一一- — 7saw L-L丄『H ->■ ■ ■ '1# |lIL■口1fc￡iam:4iiil在汽車某一工況下行使,動力總成受到最大的向前扭矩載荷和向上2g的加速度載荷，計(jì)算得動力總成質(zhì)心位移和懸置支架處動反力分別如表6和表7所示：表6動力總成質(zhì)心位移轉(zhuǎn)動位移(deg)平動位移(mm)rollpitchyawxyz-0.313.240.25-1.91-0.774.1表7懸置支撐動反力發(fā)動機(jī)側(cè)抗扭變速箱側(cè)Fx(N)Fy(N)Fz(N)Fx(N)Fy(N)Fz(N)Fx(N)Fy(N)Fz(N)5485.551.82-133.6-8190.6-40.541465.382705.1-11.28281.034?結(jié)論建立