动力总成悬置系统多体动力学分析

动力总成悬置系统多体动力学分析TheMulti-bodyDynamicsAnalysisofPowertrainMountSystem钱留华，郭静（湖北武汉，东风汽车技术中心）摘要：论述了动力总成悬置系统力学特性的一般原理。以某车型动力总成三点悬置系统为例，利用多体动力学分析了该动力总成悬置解耦特性及动力总成在多种工况下质心的位移、悬置位移及支撑处反力进行了计算。文中论述了多体动力学法分析动力总成解耦计算及位移控制计算对动力总成悬置设计具有一定的指导意义。关键词：动力总成悬置系统，解耦，位移控制，多体动力学Abstract:thisthesisrelatesthegeneralprinciplesofmechanicalpropertiesforthepowertrainmountsystem.Withavehiclepowertrainmountsystemofthreepointforexample,usingthemulti-bodydynamicsanalysis,powetrainmountdecouplingcharacteristicsareanalysedandinvariousconditionsofdisplacementofthecenterofmass,mountdisplacementandsupportplacecounterforcearecalculated.Thepaperdiscussesthemulti-bodydynamicalanalysespowertraindecouplinganddisplacementcontrolcalculationforthepowertrainmountdesignhascertaindirectivesignificance.Keywords:powertrainmountsystem,decoupling,displacementcontrol,multi-bodydynamicsanalysis前言动力总成悬置系统是指动力总成与车架或车身之间的弹性连接系统，包括汽车动力总和悬置元件，该系统设计的优劣直接影响汽车的乘坐舒适性。近年来，随着汽车的轻量化设计及平衡性较差的四缸发动机的广泛使用，尤其是发动机前置（横置）前驱动型式在轿车中的广泛应用，动力总成的振动对汽车平顺的影响越来越突出。至今，有大量对动力总成悬置进行振动分析和优化的研究文献。动力总成悬置系统基本设计中，以下两点为基本设计内容：（1）涉及动力总成悬置系统的六阶固有频率，以避免悬置系统与汽车的其他零部件系统（如车身、悬架系统）共振；尽可能使悬置系统在六个方向的振动互不耦合，尤其是动力总成在垂直方向的振动和沿曲线方向的扭转振动和其他方向的振动解耦。（2）在汽车的各种行驶工况下（东风公司技术中心规定了20种工况），动力总成质心的位移应控制在制定的范围内，悬置在各弹性主轴方向的变形应处于设定的工作刚度位置。本文利用多体动力学，针对以上两点内容分别进行了分析动力总成悬置解耦分析及动力总成悬置系统位移及支撑点力在各种工况下受力计算。动力总成悬置系统的力学特性进行动力总成悬置系统力学分析时，动力总成视为六自由度刚体，由n个悬置支撑在车架、副车架或车身上。悬置简化为三个垂直的弹性主轴方向U、v和w方向）具有刚度和阻尼的元件（如图1）。Z图1动力总成悬置系统动力学模型动力总成悬置系统强迫振动方程为：Im\q]+(K]q}+lcb}二{F(t)}其中：［M］为质量矩阵、［K］为刚度矩阵、｛q｝为质心位移列向量、｛$｝为质心速度列向量、｛?｝为质心加速度列向量、｛F（t）为外力列向量。振动系统的固有频率由其自由振动方程的特征值决定，动力总成悬置系统的自由振动方程为：\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，对频率和振型没有影响，所以上式可简化为：由式3可求解得到特征值W..(圆频率)和与之对应的特征向量I］｛申｝=｛申，申，申,申,申,申｝t动力总成悬置系统的模态频率fj”/2k(j=l,2・・・,6)向量组成振型矩阵4］。当动力总成悬置系统以第i阶固有频率fj和振型知｝］振动时，第k个广义坐标上的能量分布E(k,i)(能量解耦率)为：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可以求解出振动频率，式4求解出振动能量解耦率，由设计要求确定的悬置系统六阶振动频率和在主要振动方向的能量解耦率，结合优化分析可以确定每个合理悬置刚度值、安装角度和安装位置。动力总成悬置系统多体动力学分析3.1模态解耦计算如图2所示为某车型动力总成悬置系统动力学模型，动力总成质量为164.5kg,采用三点悬置布置，其中左、右悬置分别布置在变速箱、发动机链轮壳上部，分别与机舱左、右纵梁连接，抗扭悬置布置在变速箱上。变速箱侧悬置及发动机侧悬置垂直布置，承受了动力总成主要载荷，抗扭悬置与x轴呈11.6度角布置，用bushing元件连接动力总成与车架用来模拟实现悬置力学功能，各悬置点位置和刚度如表1所示。图2图2动力总成悬置系统多体动力学模型表1悬置坐标及刚度坐标静刚度xyzuvw发动机侧-212483470100100200变速箱侧-151-387339150150210抗扭悬置-41198262003030进行自由振动分析，可得出动力总成悬置系统的各阶频率及与之对应的能量解耦率，分析结果如表2所示。表2动力总成悬置振动频率及解耦率（x,y,z为整车坐标系方向）频率振型'、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从表2可看出动力总成悬置振动系统的解耦率及频率分布不太理想：z方向垂直振动解耦率才77.15,绕y轴方向转动才79.52（发动机横置），频率分布不太理想。需进一步优化才能符合设计要求。优化流程如图3所示。优化目标：解耦率最大变量：各悬置位置、安装角度及刚度约束条件：模态频率范围（Hz）解耦率频率间隔Fore/Aft7-13Hz$70%>1HzLateral7-13Hz$70%>2HzfromRollBounce8-10Hz$90%>2HzfromPitchandRollRoll8-16.5Hz$70%>2HzfromBounceandlateralPitch8-12Hz$90%>2HzfromBounceYaw8-16.5Hz$70%>1Hz图3优化流程图

经优化计算后结果如下：表3优化后悬置坐标及刚度坐标静刚度xyzuvw发动机侧-2124834709090210变速箱侧-145.2-387339165165205抗扭悬置-41198261853030表4优化后动力总成悬置振动频率及解耦率（x,y,z为整车坐标系方向）频率振型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通过适当优化悬置坐标位置及刚度，合理的分布了悬置系统的各阶振动频率，大大的提高悬置系统的解耦率，其中z方向垂直振动解耦率由77.15提高到92.33,绕y方向振动解耦率由79.52提高到90.77。3.2位移控制计算在进行动力总成悬置位移控制计算时，按东风技术中心悬置设计标准，其载荷工况有20种。在各种工况下动力总成的位移控制在指定的范围内。图4某乘用车动力总成悬置系统位移控制仿真模型建立如图4所示悬置系统位移控制系统仿真模型，其中各悬置刚度采用Askima插值法来模拟实际非线性刚度曲线，各悬置刚度曲线如表5所示。

表5各悬置刚度曲线发动机侧变速箱侧抗扭n1iffacaiinarui3iiinrviPT.■■■ J-IQtOI-=IK -311 -M H lb 13 91b41：■期 iii I, rrfz 届十-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在汽车某一工况下行使,动力总成受到最大的向前扭矩载荷和向上2g的加速度载荷，计算得动力总成质心位移和悬置支架处动反力分别如表6和表7所示：表6动力总成质心位移转动位移(deg)平动位移(mm)rollpitchyawxyz-0.313.240.25-1.91-0.774.1表7悬置支撑动反力发动机侧抗扭变速箱侧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・结论建立