基于ADAMS 軟件的發動機右懸置總成優化設計

龍祖榮，程志謀，楊紅，羅彥飛

( 東風柳州汽車有限公司技術中心，廣西柳州545005)

0 引言

隨著人們生活水平的提高，對車輛NVH 性能的要求也越來越高。發動機是車輛的一個主要振源，其振動經懸置系統傳遞至車身。所以懸置系統的設計是汽車減振的關鍵因素之一。

在懸置系統設計過程中根據發動機總成、主要激振力、安裝條件等因素確定基本的設計參數，然后借助Adams 建立虛擬樣機，實現在計算機上仿真復雜機械系統的運動和動力性能，計算出模態頻率和振型、解藕水平等，為設計、優化懸置系統提供了高效的途徑。

1 發動機懸置系統設計

發動機懸置系統包括發動機總成(發動機、變速箱) 以及幾個懸置元件，發動機總成通過懸置元件與車身相連。發動機懸置系統的減振性能受到多種設計因素的影響［1］，主要有：

(1) 剛度。懸置元件在3 個彈性主軸方向上的(動、靜態) 剛度。

(2) 阻尼。懸置元件在3 個彈性主軸方向上的(動、靜態) 阻尼。

(3) 布局。懸置元件的空間布局方式(位置坐標)。

(4) 角度。懸置元件彈性主軸與動力總成質心坐標軸間的夾角。

(5) 質量特性。動力總成的剛體質量、質心、轉動慣量及慣性積。

發動機懸置系統的設計根據發動機總成的慣性參數及懸置系統的布局，通過匹配各懸置的剛度，來實現發動機缸體模態的解藕和模態頻率的合理分布。模態耦合將導致發動機總成的振幅加大，共振頻率范圍過寬，若模態頻率與激振力的頻率相近，將會導致共振。

2 Adams 在發動機懸置系統設計優化中的工程應用

2.1 建模

某車型配備直列四缸渦輪增壓發動機，在發動機怠速時地板有較大的振動，因此需要對現有發動機懸置系統進行評價及改進。動力總成采用三點懸置，左、右懸置與車身縱梁連接，后懸置與副車架連接。發動機總成慣性參數如表1 所示。

表1 發動機總成轉動慣量及慣性積 kg·m2

在多體動力學軟件Adams/View 中建立發動機懸置系統動力學模型［2］，假設發動機總成為剛體，而懸置簡化為一端固定在發動機上另一端固定到車架上的彈性體，具有沿3 個軸線方向的線剛度和阻尼，在Adams 軟件中，軸套(Bushing) 工具也具有3 個方向的線剛度和阻尼，因此可用軸套模擬橡膠懸置。車架視為剛體，軸套(Bushing) 一端與發動機相連，另一端可直接與大地相連。在模型中給(Bushing) 施加相同的三向剛度值，安裝位置參照實物如圖1 所示。

2.2 懸置優化計算

在模型中建立驅動力時可以把發動機氣缸內燃氣壓力延拓為周期函數［3］，這樣其他相關的力用周期函數近似表達，就較好地模擬了實際發動機的工作狀況，可以獲取各個轉速下的往復慣性力和力矩。發動機氣缸內燃氣溫度可達到900 ～1 000℃，對活塞的壓力20 ～50 N/cm2。發動機轉速： n=750 r/min，通過以上分析把數據代入公式可得：

β = arcsin(0.35sin(25t))，F = 2 500 sin(25t)

由于該車型的發動機安裝位置、方式以及懸置軟墊的形狀已基本確定，結合車型的實際情況分析，靠發動機側的右懸置處的車身縱梁處振動比較大，所以懸置優化設計變量選擇右懸置剛度： (1) 右懸置總成Z 方向的拉壓剛度; (2) 右懸置總成X 方向的剪切剛度; (3) 右懸置總成Y 方向的剪切剛度。

從工況條件出發，依據有關振動理論并結合工程經驗，確定如下的優化設計約束條件： 懸置處發動機一側的位移動態響應幅度不大于10 mm; 質心處的位移動態響應幅度不大于5 mm; 為避免懸置動態頻率接近怠速頻率，Z 向剛度不大于800 N/mm。

2.3 優化設計及結果分析

發動機懸置系統的評價指標主要有懸置元件的振動衰減率是否滿足要求; 振動的解耦程度是否滿足要求; 模態頻率的分布是否滿足要求。第一個主要通過試驗來測得，故首先來分析后兩個因素。

發動機懸置系統的動力學模型是一個空間六自由度的振動系統，沿X 方向的運動稱為縱移，沿Y 方向的運動稱為橫移，沿Z 方向的運動稱為豎移，繞X 軸的轉動稱為側傾，繞Y 軸的轉動稱為俯傾，繞Z 軸的轉動稱為橫擺。對于實際的發動機懸置系統，其固有振型一般不是單一的沿上述6 個方向的，而是沿著某幾個方向的運動合成，并且在發動機激振以后還存在耦合振動，即同時存在2 個以上的振型。

利用Admas/Linear、Admas/Vibaration 振塊耦合程度分析和模態頻率分布分析對發動機懸置系統進行分析［4］，得到各個模態的固有頻率如表2 所示，振型如圖2 所示，以及6 個模態中各個自由度的能量分布如表3 所示。

表2 6 個模態的固有頻率

表3 優化后的發動機懸置系統6 個模態中各個自由度的能量分布百分比

表4 設計變量的優化結果

發動機懸置系統的頻率分布在5 ～15 Hz 高于車身的垂直方向的頻率，又低于傳動系統的扭振頻率，是發動機懸置系統的合理頻率分布范圍［5］，優化后右懸置的剛度如表4 所示。

該懸置系統模態能量解藕狀況總體上獲得了一定程度的提高，但由于受到約束條件的限制，懸置系統解耦還無法完全達到理想的效果。根據計算結果開發新懸置軟墊，分別測量了懸置及車身的振動試驗數據如表5 所示，從試驗結果對比可以看出，發動機怠速振動有了很大的改善。

表5 試驗數據對比

3 結束語

汽車發動機懸置系統的設計既是復雜的又是經常要做的，文中通過利用Admas 軟件建立發動機懸置系統的空間六自由度的振動模型，在求解懸置系統主要振型和能量解藕的基礎上優化懸置剛度，并根據優化后的剛度參數開發懸置樣件; 通過試驗驗證了新開發的懸置系統更好地衰減了動力總成向車身的振動傳遞; 為以后發動機懸置系統的優化設計及多目標優化計算奠定了良好的基礎。

【1】李紅松.汽車發動機懸置系統主要特征參數的計算分析［J］.重慶工學報，2005，19(8) ：14-15.

【2】史文庫，洪哲浩，趙濤.汽車動力總成懸置系統多目標優化設計及軟件開發［J］.吉林大學學報，36(5) ：25-27.

【3】上官文斌.發動機懸置系統的優化設計［J］. 汽車工程，1992(2) ：103-110.

【4】李建康，鄭立輝，宋向榮.汽車發動機懸置系統動剛度模態分析［J］.汽車工程，2009，31(5) ：35-38.

【5】閻紅玉，徐石安.發動機-懸置系統的能量法解耦及優化設計［J］.汽車工程，1993(6) ：21-24.