汽車動力總成懸置系統(tǒng)多體動力學(xué)分析

2017-03-02  by:CAE仿真在線  來源:互聯(lián)網(wǎng)

汽車動力總成懸置系統(tǒng)多體動力學(xué)分析
作者:東風(fēng)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(xué)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(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)行了計算。文中論述了多體動力學(xué)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(shè)計具有一定的指導(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)
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(shè)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(shè)計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)計中,以下兩點為基本設(shè)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(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)位移及支撐點力在各種工況下受力計算。
2. 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,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)。

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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:

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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:

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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:

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由式3 可求解得到特征值Wij ( 圓頻率) 和與之對應(yīng)的特征向量

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動力總成懸置系統(tǒng)的模態(tài)頻率
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(j=1,2…,6)向量組成振型矩陣[φ]。 當(dāng)動力總成懸置系統(tǒng)以第i 階固有頻率 fj和振型{φ}j振動時,第k 個廣義坐標(biāo)上的能量分布E(k,i)(能量解耦率)為:

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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(xué)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(xué)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(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現(xiàn)懸置力學(xué)功能,各懸置點位置和剛度如表1 所示。

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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

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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)

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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)計要求。優(yōu)化流程如圖3 所示。

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圖3 優(yōu)化流程圖

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:

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經(jīng)優(yōu)化計算后結(jié)果如下:

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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 位移控制計算
在進(jìn)行動力總成懸置位移控制計算時,按東風(fēng)技術(shù)中心懸置設(shè)計標(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)。

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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

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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:

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4. 結(jié)論


建立動力總成懸置系統(tǒng)多體動力學(xué)模型,分別進(jìn)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(xué)懸置系統(tǒng)分析可很好的設(shè)計動力總成隔振性能,同時能控制動力總成在各種工況下的運動,并為懸置支架的結(jié)構(gòu)設(shè)計提供載荷輸入。
5. 參考文獻(xiàn)
1.上官文斌, 蔣學(xué)峰.發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計[ J] .汽車工程, 1992,( 2) : 17- 19.
2.閻紅玉, 徐石安.發(fā)動機(jī)- 懸置系統(tǒng)的能量法解耦及優(yōu)化設(shè)計[ J] .汽車工程, 1993, ( 2) : 24-26.(end)

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