汽車(chē)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)多體動(dòng)力學(xué)分析

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

作者:東風(fēng)汽車(chē)技術(shù)中心錢(qián)留華郭靜

摘要:論述了動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)力學(xué)特性的一般原理。以某車(chē)型動(dòng)力總成三點(diǎn)懸置系統(tǒng)為例,利用多體動(dòng)力學(xué)分析了該動(dòng)力總成懸置解耦特性及動(dòng)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(jì)算。文中論述了多體動(dòng)力學(xué)法分析動(dòng)力總成解耦計(jì)算及位移控制計(jì)算對(duì)動(dòng)力總成懸置設(shè)計(jì)具有一定的指導(dǎo)意義。
關(guān)鍵詞:動(dòng)力總成懸置系統(tǒng),解耦,位移控制,多體動(dòng)力學(xué)
1. 前言
動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)是指動(dòng)力總成與車(chē)架或車(chē)身之間的彈性連接系統(tǒng),包括汽車(chē)動(dòng)力總和懸置元件,該系統(tǒng)設(shè)計(jì)的優(yōu)劣直接影響汽車(chē)的乘坐舒適性。近年來(lái),隨著汽車(chē)的輕量化設(shè)計(jì)及平衡性較差的四缸發(fā)動(dòng)機(jī)的廣泛使用,尤其是發(fā)動(dòng)機(jī)前置(橫置)前驅(qū)動(dòng)型式在轎車(chē)中的廣泛應(yīng)用,動(dòng)力總成的振動(dòng)對(duì)汽車(chē)平順的影響越來(lái)越突出。至今,有大量對(duì)動(dòng)力總成懸置進(jìn)行振動(dòng)分析和優(yōu)化的研究文獻(xiàn)。
動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)基本設(shè)計(jì)中,以下兩點(diǎn)為基本設(shè)計(jì)內(nèi)容:(1)涉及動(dòng)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(chē)的其他零部件系統(tǒng)(如車(chē)身、懸架系統(tǒng))共振;盡可能使懸置系統(tǒng)在六個(gè)方向的振動(dòng)互不耦合,尤其是動(dòng)力總成在垂直方向的振動(dòng)和沿曲線方向的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)和其他方向的振動(dòng)解耦。(2)在汽車(chē)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(dòng)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(dòng)力學(xué),針對(duì)以上兩點(diǎn)內(nèi)容分別進(jìn)行了分析動(dòng)力總成懸置解耦分析及動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)位移及支撐點(diǎn)力在各種工況下受力計(jì)算。
2. 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的力學(xué)特性
進(jìn)行動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)力學(xué)分析時(shí),動(dòng)力總成視為六自由度剛體,由n 個(gè)懸置支撐在車(chē)架、副車(chē)架或車(chē)身上。懸置簡(jiǎn)化為三個(gè)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)。

圖 1 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型

動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)強(qiáng)迫振動(dòng)方程為:

振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率由其自由振動(dòng)方程的特征值決定,動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的自由振動(dòng)方程為:

由于阻尼的主要作用是降低共振峰值,對(duì)頻率和振型沒(méi)有影響,所以上式可簡(jiǎn)化為:

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

動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的模態(tài)頻率

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

由式3 可以求解出振動(dòng)頻率,式4 求解出振動(dòng)能量解耦率,由設(shè)計(jì)要求確定的懸置系統(tǒng)六階振動(dòng)頻率和在主要振動(dòng)方向的能量解耦率,結(jié)合優(yōu)化分析可以確定每個(gè)合理懸置剛度值、安裝角度和安裝位置。
3. 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)多體動(dòng)力學(xué)分析
3.1 模態(tài)解耦計(jì)算
如圖 2 所示為某車(chē)型動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型,動(dòng)力總成質(zhì)量為164.5kg,采用三點(diǎn)懸置布置,其中左、右懸置分別布置在變速箱、發(fā)動(dòng)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(dòng)機(jī)側(cè)懸置垂直布置,承受了動(dòng)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(dòng)力總成與車(chē)架用來(lái)模擬實(shí)現(xiàn)懸置力學(xué)功能,各懸置點(diǎn)位置和剛度如表1 所示。

圖 2 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)多體動(dòng)力學(xué)模型

表1 懸置坐標(biāo)及剛度

進(jìn)行自由振動(dòng)分析,可得出動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的各階頻率及與之對(duì)應(yīng)的能量解耦率,分析結(jié)果如表2 所示。

表2 動(dòng)力總成懸置振動(dòng)頻率及解耦率(x,y,z 為整車(chē)坐標(biāo)系方向)

從表2 可看出動(dòng)力總成懸置振動(dòng)系統(tǒng)的解耦率及頻率分布不太理想:z 方向垂直振動(dòng)解耦
率才77.15,繞y 軸方向轉(zhuǎn)動(dòng)才79.52(發(fā)動(dòng)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(jì)要求。優(yōu)化流程如圖3 所示。

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:

經(jīng)優(yōu)化計(jì)算后結(jié)果如下:

通過(guò)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(dòng)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(dòng)解耦率由77.15 提高到92.33,繞y 方向振動(dòng)解耦率由79.52 提高到90.77。
3.2 位移控制計(jì)算
在進(jìn)行動(dòng)力總成懸置位移控制計(jì)算時(shí),按東風(fēng)技術(shù)中心懸置設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn),其載荷工況有20種。在各種工況下動(dòng)力總成的位移控制在指定的范圍內(nèi)。

圖 4 某乘用車(chē)動(dòng)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(lái)模擬實(shí)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

在汽車(chē)某一工況下行使,動(dòng)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(jì)算得動(dòng)力總成質(zhì)心位移和懸置支架處動(dòng)反力分別如表6 和表7 所示:

4. 結(jié)論

建立動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)多體動(dòng)力學(xué)模型,分別進(jìn)行了模態(tài)解耦計(jì)算及優(yōu)化和位移控制計(jì)算。計(jì)算結(jié)果表明利用多體動(dòng)力學(xué)懸置系統(tǒng)分析可很好的設(shè)計(jì)動(dòng)力總成隔振性能,同時(shí)能控制動(dòng)力總成在各種工況下的運(yùn)動(dòng),并為懸置支架的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供載荷輸入。
5. 參考文獻(xiàn)
1.上官文斌, 蔣學(xué)峰.發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)[ J] .汽車(chē)工程, 1992,( 2) : 17- 19.
2.閻紅玉, 徐石安.發(fā)動(dòng)機(jī)- 懸置系統(tǒng)的能量法解耦及優(yōu)化設(shè)計(jì)[ J] .汽車(chē)工程, 1993, ( 2) : 24-26.(end)

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