輕型客車的動力總成懸置系統優化

陶德嶺, 王宜馨

(金龍聯合汽車工業(蘇州)有限公司, 江蘇 蘇州 215026)

動力總成是整車振動及噪聲的主要激勵源,需要得到有效的隔離,即需要將動力總成懸置系統的固有頻率控制在合理范圍內,并使其各方向振動解耦,才能獲得良好的隔振性能[1-4]。對于動力總成懸置系統的解耦,常用的方法有打擊中心法、彈性中心法和能量解耦法。其中能量解耦法不受動力總成的結構約束且可選擇的坐標系靈活,因此被廣泛使用[5]。

本文建立了懸置系統的六自由度動力學模型,以主振動方向能量解耦率最大為目標,對懸置系統進行優化,利用HyperStudy優化軟件搜索到懸置方案的最優組合,并將優化后的懸置方案在實車上驗證。

1 原系統振動特性的計算及分析

1.1 動力總成懸置系統動力學模型

本文研究的輕型客車的動力總成采用的是三點懸置進行支承。以飛輪殼外圓面的圓心為原點建立整車坐標系G-xyz(如圖1所示),x軸正向與車輛行駛方向相反,z軸與重力加速度方向相反,y軸根據右手定則確定[6]。建立的懸置系統動力學模型如圖1所示。

圖1 動力總成懸置系統動力學模型

發動機、變速器等部件的質量和慣性參數由供應商提供,使用多體動力學軟件MotionView合成后的動力總成參數對應圖1為：質量m=318.6 kg;質心坐標x=-134.63 mm,y=-3.46 mm,z=372.97 mm;轉動慣量Ixx=13.90 kg·m2,Iyy=31.26 kg·m2,Izz=26.55 kg·m2,Ixy=-0.8 kg·m2,Iyz=0.49 kg·m2,Izx=-5.54 kg·m2。

懸置在整車坐標系下的位置參數從提供的CAD數模中獲得,安裝角度為35°,懸置位置見表1。

表1 懸置的坐標參數 mm

在建立動力總成懸置元件的力學模型時,可以將其簡化為3個固定正交的粘彈性原件,其三維力學模型如圖2所示,其中u、v、w表示3個彈性主軸。

圖2 橡膠懸置三維力學模型

懸置的3個主方向靜剛度由供應商提供,見表2。動剛度隨著振動頻率的增大呈非線性變化,為便于計算,一般認為動剛度為對應方向靜剛度的1.2～2.2倍,本次研究取1.4倍。

表2 懸置的靜剛度 N/mm

1.2 振動特性計算

該車搭載的是四缸發動機,常用轉速在800～3 000 r/min范圍內,對應的剛體頻率在26.7～100 Hz內,考慮整車彈性模態頻率大于200 Hz不易被激勵起,因此只考慮前六階的剛體模態[7-9]。

利用軟件MotionView計算動力總成懸置系統的固有頻率和能量解耦率,得到的結果見表3。其中,x、y、z、θx、θy、θz為懸置系統6個自由度的方向。

表3 原懸置系統的固有頻率和解耦率

1.3 懸置系統存在問題分析

四缸發動機的激勵主要分布在z向和θx向,因此其解耦率要求更高。表4為各向解耦率的理論目標。對比計算結果發現,x、θy和z向的解耦率未達到目標要求,需要優化,尤其是z向要重點關注。

表4 懸置解耦率理論目標

2 動力總成懸置系統優化設計

2.1 設計變量選取

動力總成本身的參數(如質量、轉動慣量等)難以改變,懸置軟墊的阻尼主要是用來降低共振峰值,所以一般選取懸置彈性中心位置、軟墊剛度和安裝角度為設計變量。本文動力總成布置的空間較大,實施可行性高,因此選取懸置剛度、安裝角度和懸置位置為設計變量。

2.2 約束條件

2.3 目標函數

以能量解耦率為優化目標時,尤其需要關注z方向和θx方向的解耦,目標見表4。

根據以上信息,建立動力總成懸置系統優化的數學模型：

minfl(x)=1-El
s.t.klmin≤kl≤klmax

ωmin≤ωl≤ωmax

xmin≤xl≤xmax

式中：El為各主方向能量解耦率;kl為懸置三向靜剛度值,klmax、klmin為剛度約束上、下限;ωl為各階模態頻率,ωmax、ωmin為頻率約束上、下限;xl為位移值,xmax、xmin為位移上、下限;其中l=1,2,3,4,5,6。

本文采用的優化算法是二代多目標遺傳算法,相較于傳統的遺傳算法搜索性更強,計算效率高且簡單易實現,懸置系統優化流程如圖3所示。

圖3 懸置系統優化流程

2.4 優化結果

結合優化軟件HyperStudy與MotionView進行計算,搜索到最優懸置組合。優化后的懸置角度為55°,安裝位置和軟墊靜剛度值見表5和表6。

表5 優化后懸置彈性中心位置 mm

表6 優化后懸置各向靜剛度值 N/mm

將上述優化后的參數代入懸置計算模型中,優化后的固有頻率與解耦率見表7。

表7 優化后的固有頻率和解耦率

由表7的結果可知,優化后懸置系統的模態頻率分布均符合要求;整體能量解耦率得到提高,θy模態解耦率提升20%,重點關注的z向和θx向模態解耦率也有提高,均滿足表4的目標要求。

3 整車匹配試驗驗證

3.1 整車試驗

使用優化后的懸置組合,將試驗樣車進行改制,然后再進行車內噪聲、振動試驗,并對比優化前后的振動噪聲情況。為綜合驗證優化后懸置系統的優勢,解決客戶反饋的問題,在試驗中主要測試車內常規點噪聲和懸置主、被動端的振動響應值,評價優化前后的整車NVH性能。車內噪聲測試點和左前懸置振動測試點位置如圖4和5所示。

圖4 車內噪聲測點

圖5 懸置測點

3.2 車內振動噪聲測試結果

測試的工況包括怠速、勻速60～100 km/h和中高檔加速。各工況優化前后的車內噪聲對比見表8。因懸置振動數據較多,且各工況下的振動趨勢都一致,故只以左前懸置的振動數據為例,表9為左前懸隔振率;圖6(a)和圖6(b)分別是怠速和勻速100 km/h懸置被動端加速度。

表8 優化前后噪聲對比 dB

表9 左前懸隔振率 %

(a) 怠速工況

(b) 勻速100 km/h

3.3 結果分析

從圖6可以看出優化后的整車NVH性能提升,懸置隔振率大幅提高,主要原因是提高了動力總成懸置系統各主方向的能量解耦率,在發動機激勵下傳遞到整車的振動和噪聲的途徑減少;其次,優化后的懸置剛度增大,懸置軟墊位置的改變使得扭轉軸、彈性中心等分布更合理,懸置隔振率得到提高。

4 結束語

針對用戶反饋的問題,從優化懸置系統的角度來提高整車NVH性能。結合仿真與試驗分析,懸置隔振率均達到95%以上,出現問題的幾個主要頻段得到改善,整車NVH綜合性能提高,較好地解決了高速、加速振動噪聲異常的問題。