汽車動力總成懸置系統(tǒng)多體動力學分析

1、汽車動力總成懸置系統(tǒng)多體動力學分析作者：東風汽車技術(shù)中心錢留華郭靜摘要：論述了動力總成懸置系統(tǒng)力學特性的一般原理。以某車型動力總成三點懸置系統(tǒng)為 例，利用多體動力學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行了計算。文中論述了多體動力學法分析動力總成解耦計算及位 移控制計算對動力總成懸置設計具有一定的指導意義。關鍵詞：動力總成懸置系統(tǒng)，解耦，位移控制，多體動力學1. 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)設計的優(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計 及平衡性較差的四缸 發(fā)

2、動機的廣泛使用，尤其是發(fā)動機前置（橫置）前驅(qū)動型式在轎車中 的廣泛應用，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 置進行振動分析和優(yōu)化的研究文獻。動力總成懸置系統(tǒng)基本設計中，以下兩點為基本設計內(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)心的位移應控制在制定的范圍內(nèi)，懸置在各彈性主軸 方向的變形應處于設定的工作

3、剛度位置。本文利用多體動力學，針對以上兩點內(nèi)容分別進行了分析動力總成懸置解耦分析及動力總 成懸置系統(tǒng)位移及支撐點力在各種工況下受力計算。2. 動力總成懸置系統(tǒng)的力學特性進行動力總成懸置系統(tǒng)力學分析時， 動力總成視為六自由度剛體，由n個懸置支撐在車架、 副車架或車身上。懸置簡化為三個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 ）。圖1動力總成懸置系統(tǒng)動力學模型動力總成懸置系統(tǒng)強迫振動方程為:H中:sri-. K】為hh度護葉.恂乃斤心竝疔孔向是、©為質(zhì)度嗖科向空,?%駅心加赴度列向樂FfVM外力列冉*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

4、統(tǒng)的自由振動方程應晞十岡切十呵；匕0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:眥=隔宀叫備他動力總成懸置系統(tǒng)的模態(tài)頻率ft = 空由式3可求解得到特征值 Wij (圓頻率)和與之對應的特征向量(j=1,2 ,6)向量組成振型矩陣啊當動力總成懸置系統(tǒng)以第i階固有頻率fj和振型 0 振動時，第k個 廣義坐標上的能量分布E(k,i)(能量解耦率)為：&右）=一三三訶屈函戒、 6曲仙工甘&伽冃用 SfMgh由式3可以求解出振動頻率，式4求解出振動能量解耦率， 由設計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合理

5、懸置剛度值、安裝角度和安裝位置。3. 動力總成懸置系統(tǒng)多體動力學分析3.1模態(tài)解耦計算如圖2所示為某車型動力總成懸置系統(tǒng)動力學模型，動力總成質(zhì)量為164.5kg，采用三點懸置布置，其中左、右懸置分別布置在變速箱、發(fā)動機鏈輪殼上部，分別與機艙左、右縱梁連接，抗扭懸置布置在變速箱上。變箱側(cè)懸置及發(fā)動機側(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現(xiàn)懸置力學功能，各懸置點位置和剛度如表1所示。圖2動力總成懸置系統(tǒng)多體動力學模型表1懸置坐標及剛度XXZV發(fā)動機葡-2124701OD1002001513S733915015021

6、041198262003G30進行自由振動分析，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為整車坐標系方向）7.帕卑139.609.州E.5472212360004-494.54"8610.01yOQO1 ”0 080.29boo»更Z0330.0277.1512.4210.070.00Pa0.349S.444)07RM0.021 65Ry0_79-0.5 S17.5ft75.52232036氐36 T70.400 78畑S.S70.05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

7、：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)動機橫置），頻率分布不太理想。需進一步優(yōu) 化才能符合設計要求。優(yōu)化流程如圖3所示。圖3優(yōu)化流程圖優(yōu)化目標：解耦率最大變量：各懸置位置、安裝角度及剛度約束條件：桿,Uk-lHsLateral7-lSJiz70%2 Ffz from RollBcunee3-tOHzHz 莊om Pitch nd RollRollS-16.5 H?>70%-= 2 Hz from Bounce- arbd lateralPlTch8-12 血2 Hz trom Boim.ceYawS-Ltf .5 Hz70%>1 Hz經(jīng)優(yōu)化計算后結(jié)果如

8、下:找3憂優(yōu)后懇豐里標及用度靜剛度yZ11VIV發(fā)功機測4S54709090210曼逸塔柳-U5 J-5 £7165血期-41I9S261肪3030豪戳化后動力上譏E円振動頻率及解構(gòu)壑W3H坐標棗方向軍1(5.794. OSM6?.0t>S.20725K0.0014452.i304282 80owyl.$60.00o.»Fo.oo97.37Z0.102352.335 800.01Rx9S 400330.01a. sb0.051 SIRyO.W114皿9077tn0.72Rzor81 54& 51501L2BOOE通過適當優(yōu)化懸置坐標位置及剛度，合理的分布了懸置

9、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位移控制計算在進行動力總成懸置位移控制計算時，按東風技術(shù)中心懸置設計標準，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)。ft (? A J 丿.1# 噸 I 打 mI':'fl /JII您和剛氏屋p;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各懸置剛度曲線在汽車某

10、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：O Jj-叢犬孔出寒pilch.yawyZ4).313 240 2391”0 774.1i7耿世吏揮動反力拒速箱劇Fx 1 N *Fy iN>Fz (NJFi NJFy LN -Fz N)FxFy 1N)Fz (Nj54«5.551.S2-133.C-S 190.6-40 54仙5.劉2705 I-11 28281 054.結(jié)論建立動力總成懸置系統(tǒng)多體動力學模型，分別進行了模態(tài)解耦計算及優(yōu)化和位移控制計算。計算結(jié)果表明利用多體動力學懸置系統(tǒng)分析可很好的設計動力總成隔振性能，同時能控制動力總成