1 前言
動力總成懸置系統(tǒng)的怠速工況隔振設(shè)計是一項復雜的系統(tǒng)優(yōu)化問題。在汽車設(shè)計開發(fā)中,合理地設(shè)計懸置系統(tǒng),可以降低動力總成激勵產(chǎn)生的振動傳遞到車架和車身,提高乘坐舒適性和降低振動噪聲,提高汽車產(chǎn)品品質(zhì)和競爭力。理想的懸置系統(tǒng)應可以將動力總成自身產(chǎn)生的振動與車架結(jié)構(gòu)相隔離。它必須在汽車突然加速、制動、轉(zhuǎn)向等非穩(wěn)態(tài)干擾時,有效限制發(fā)動機的過分彈跳和過大的位移。從隔振理論可知,理想的動力總成懸置系統(tǒng)應在低頻范圍有較大的剛度和阻尼,而在高頻范圍有較低的動剛度。
目前國內(nèi)外主要通過兩種途徑來改善動力總成懸置系統(tǒng)的性能。其一是使動力總成懸置自身的動態(tài)性能接近最佳狀態(tài),另一種是應用振動理論對傳統(tǒng)橡膠墊的剛度、位置及傾角等參數(shù)應用計算機進行優(yōu)化設(shè)計。針對工程試驗中反映的某輕卡怠速隔振效果不佳的問題,基于解耦的能量法,我們應用大型商業(yè)軟件一一機械系統(tǒng)動態(tài)分析軟件ADAMS對懸置進行優(yōu)化設(shè)計。
2 動力總成懸置系統(tǒng)的建模
2.1懸置系統(tǒng)動力學方程的建立
動力總成懸置系統(tǒng)的固有頻率一般在5~30Hz之間,其固有頻率遠低于動力總成的彈性模態(tài),可以系統(tǒng)低頻隔振分析為主要目標的設(shè)計過程中,將動力總成視為剛體,懸置元件簡化為三向正交的彈性阻尼元件。動力總成懸置系統(tǒng)構(gòu)成了質(zhì)量、剛度的振動系統(tǒng),在無外力作用情況下,可得發(fā)動機懸置系統(tǒng)六自由度自由振動的運動方程式為:
公式一 發(fā)動機懸置系統(tǒng)六自由度自由振動的運動方程式
式中:M為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣;q"為系統(tǒng)的廣義加速度向量;C為系統(tǒng)的阻尼矩陣;q'為系統(tǒng)的廣義速度向量;K為系統(tǒng)的剛度矩陣;q為系統(tǒng)廣義位移向量。
由于懸置塊的阻尼不大,其主要作用是降低共振峰值,在小振幅振動作用下,可以在分析系統(tǒng)自由振動時略去阻尼,系統(tǒng)的振動微分方程為:
公式二 系統(tǒng)的振動微分方程
公式三 微分方程式的同步運動解
其中:A為振幅;ω為固有頻率;ψ為相位。
將(3)代入(2),方程存在非零解的條件是:
公式四 求解發(fā)動機懸置系統(tǒng)固有頻率的一般方程式
(4)即為求解發(fā)動機懸置系統(tǒng)固有頻率的一般方程式,其解值ω即為各項固有頻率值。
2.2模型描述
已知該輕卡動力總成位置、質(zhì)量慣量參數(shù)及改進前后橡膠懸置的剛度參數(shù)見下表:
表1 動力總成質(zhì)量慣量參數(shù)
表2 動力總成懸置坐標(發(fā)動機質(zhì)心坐標系)
設(shè)定動力總成系統(tǒng)坐標系:定坐標系為Go-XYZ,原點Go取在動力總成的質(zhì)心處,X軸平行于曲軸軸線,指向發(fā)動機前方;Z軸平行于活塞缸軸線向上;Y軸按右手定則確定。動坐標系G-xyz原點G固結(jié)在動力總成質(zhì)心處,靜平衡時,動、定坐標系重合。廣義坐標為動力總成質(zhì)心沿X,Y,Z三向的平移x,y,z及繞x,y,z軸的轉(zhuǎn)角θx,θy,θz。對橡膠墊認為在正常工況下彈性是線性的,所有的懸置支架均視為剛體,與車架相連接的部分固接于地而上,于是得到如下的ADAMS模型(見圖1)。
圖1 四點懸置模型
3 解耦分析及優(yōu)化設(shè)計
3.1目標函數(shù)的確定
懸置系統(tǒng)設(shè)計目標是實現(xiàn)整個系統(tǒng)6個方向的振動全部或者部分解耦。通常動力總成懸置系統(tǒng)的6個剛體模態(tài)之間存在比較嚴重的耦合作用,即耦合振動中的某一模態(tài)受到激勵的同時,其它模態(tài)振動也受到激發(fā)。這使系統(tǒng)的激振頻帶加寬,給隔振和頻率配置帶來困難。根據(jù)系統(tǒng)總的能量矩陣及每個廣義坐標所分配到的能量可以得到每階固有頻率下每一方向的能量解耦率,因此通過解耦率方程表達式可以看出,懸置系統(tǒng)的位置、方向角度及剛度都對解耦率有影響。本案例即以每個方向的能量分布為目標函數(shù)。
3.2設(shè)計變量及約束條件
由于整車布置的限制,動力總成懸置相對車架的位置和角度不能改動,那么最具可行性的就是對懸置彈性元件的剛度就是優(yōu)化。這也顯示出懸置設(shè)計在車輛性能開發(fā)早期就應該充分的考慮。
3.3優(yōu)化結(jié)果分析
對模型中各元件賦值后,利用ADAMS的振動分析求解器vibration,很方便地求出系統(tǒng)的六階頻率及各階頻率中的能量分布。由于該輕卡是四缸四沖程柴油發(fā)動機,在怠速時的穩(wěn)定轉(zhuǎn)速750r/min,故可算出發(fā)動機怠速的激振頻率為25Hz。根據(jù)隔振理論,懸置系統(tǒng)的最高頻率不得超過激振頻率的0.707倍,即17.6Hz。又由于底盤系統(tǒng)及路面激振頻率的影響,懸置系統(tǒng)的最小頻率應高于3Hz。由此可見,懸置系統(tǒng)各階頻率分布合理。又由于來自發(fā)動機的激勵主要有垂直方向和繞曲軸軸線旋轉(zhuǎn)方向兩種,因此應盡量使這兩個方向的振動耦合程度減少,由表4可見,Ox方向的能量分布百分比僅為51.86%,z方向的能量分布百分比也僅為52.96%,兩方向解耦程度都不高,因此懸置系統(tǒng)在解耦度上還不合理,需要進行改進。通過懸置剛度優(yōu)化,系統(tǒng)在保持頻率合理分布的同時,解耦度有了明顯提高(見表6)。
表3 動力總成懸置初始線剛度
表4 優(yōu)化前系統(tǒng)自振頻率和能量分布
表5 動力總成懸置優(yōu)化后線剛度
表6 優(yōu)化后系統(tǒng)自振頻率及能量分布
四 結(jié)論
動力總成是汽車的重要激勵源,通過某輕卡怠速共振的工程問題,通過對動力總成懸置系統(tǒng)進行動力學建模,結(jié)合懸置系統(tǒng)振動解耦理論和固有頻率匹配理論研究了其能量解耦特性,利用ADAMS軟件,在能量解耦理論基礎(chǔ)上對動力總成懸置主剛度進行了優(yōu)化設(shè)計。結(jié)果表明,優(yōu)化后的剛度值提高了動力總成懸置系統(tǒng)的主振動解耦率,有效地降低了該卡車動力總成的振動,改善了整車的NVH特性。
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