基于ADAMS的某客车动力总成悬置隔振性能分析

2016-12-19王晓云张雪洁

赤峰学院学报·自然科学版 2016年22期

关键词：软垫加速度动力

徐燚，肖平，王晓云，张雪洁

（1.安徽信息工程学院，安徽芜湖 241000；2.安徽工程大学机械与汽车工程学院，安徽芜湖 241000）

基于ADAMS的某客车动力总成悬置隔振性能分析

徐燚1，肖平2，王晓云1，张雪洁1

（1.安徽信息工程学院，安徽芜湖 241000；2.安徽工程大学机械与汽车工程学院，安徽芜湖 241000）

随着人们对乘坐舒适性要求的不断提高，如何有效地隔离发动机的振动向车架/车身传递成为汽车设计的一个重要问题.本文以某客车为研究对象，通过使用ADAMS软件对动力总成悬置系统六自由度的振动力学模型进行建立仿真模型.然后对动力总成悬置隔振系统的仿真计算，得到了在不同工况下动力总成质心处的各种运动响应曲线，以及各个悬置点支承处的动反力曲线.接着，分析悬置系统的固有特性，比较了隔振性能.最后与优化方案隔振率的差别得到了阐述.

动力总成悬置；隔振；ADAMS

舒适性是汽车的性能指标之一，动力总成悬置系统对于整个汽车振动系统来说，是不可或缺的一部分，而乘客乘坐汽车的舒适性也受到其振动传递性能的重要影响.长期以来，为了减少动力总成振动向车体的传递，从而希望设计具有良好性能的动力总成悬置系统，这一直是汽车研究者和设计师们所关心的重要研究内容[1].

本文以某客车的动力总成悬置系统为研究对象，主要考虑来自其本身的内部激励，深入系统地研究了其动力总成悬置系统的隔振性能.

1 动力总成悬置系统模型建立及仿真分析

1.1 系统模型建立

本课题研究的某客车动力总成悬置系统所采用的为三点式的支承方式.并采用ADAMS/VIEW建模，建模中把动力总成作为刚体，橡胶悬置软垫均采用BUSHING等效，悬架用弹簧建模，车轮也采用BUSHING建模，车架用实体代替.并将每个部件的相关参数赋予这个模型[2][3].发动机的三维模型实物图和模型的相关参数如下：

图1 动力总成三维模型

表1 动力总成质量参数（质量:245.56kg）

表2 橡胶前后软垫的刚度值

建模结果和图形如图2所示：

图2 ADAMS多体动力学分析模型图

1.2 系统仿真分析

1.2.1 四缸发动机的振动源

本文中，动力总成发动机为直列四缸四冲程发动机.它可以使部分惯性力在发动机的内部相互平衡，没有输出.则主考虑来自其本身的内部激励，车身振动的振源为：

(1)作用在发动机横向上的二阶往复惯性力

(2)作用在发动机竖直方向上的惯性力

(3)绕曲轴旋转方向的扭矩

式中：ø：发动机布置倾斜角，48°；m：单缸活塞及往复运动部分质量，1038g；r：曲柄半径，r=50±0.05mm；ω：发动机曲轴角速度；λ：曲柄半径与连杆长度之比，1/3.Meo：发动机输出扭矩平均值，178.35N/m；ω：发动机曲轴角速度.

由式（1-1），当发动机处在怠速（750r/min）时，激振频率可计算得到为25Hz.

1.2.2 动力总成悬置固有特性的计算

现将力、力矩简化到动力总成质心处，然后将所得表达式添加到模型.首先需计算发动机总成的固有频率，在模型中设置前后轴与地面固结，同时锁住车身与车架，经过静平衡计算可以得出.由振动知识可知，系统要产生隔振效果，则隔振系统的固有频率需要低于激振力频率的.本课题所研究的对象，怠速时的曲轴转速为750(r/min)，由式子（1-1）可以得出其扭矩激振频率为25Hz.如果设计合理，则其最高阶固有频率，也就是θx方向的刚体模态频率应小于17.68Hz.但是表3中的结果显示，θx方向的固有频率为19.9Hz.则在怠速时由于扭矩传递率将会大于1，并不能有效的隔振.所以，系统固有频率在现情况下分配不是很合理.

建立规范，增强监督履职能力。当前，由于缺乏具体规范的监督制度、流程设计，导致许多农商行纪检监察部门实施监督的方式方法差异较大。建议进一步加大监督方面的制度建设力度，尽快建立行业统一的纪检监督工作操作规范和行为准则，明确监督责任，突出监督重点，制定免责监督条款，以保证监督人员正确履职、规范履职、尽责履职，切实提升农商行纪委的监督履职能力。

表3 动力总成对应振型占优方向及各阶固有频率

1.2.3 仿真分析

考虑动力总成的整体隔振效果，同时由于怠速工况下具有较低的激励频率，且具有较大的幅值，所以怠速情况下的隔振性能的优劣更值得我们讨论.下面，以怠速情况下的隔振控制为前提，深入探讨，并考虑Z向振动激励力是隔振的重点.

下面，给出某客车发动机的怠速转速n= 750r/min，代入进行模拟计算.图3~5是动力总成怠速时的质心Z向上的运动响应曲线、加速度响应曲线 (时域和频域)，在加速度频域图上可以看到，25.3Hz处有个峰值，这正是怠速情况下的发动机激振频率，与计算结果吻合.

图3 怠速时动力总成质心Z向上的运动响应

图4 怠速时动力总成Z向上的（时域）加速度运动响应

图5 怠速时动力总成Z向上的（频域）加速度运动响应

图6 怠速时前左悬置Z向上的动反力曲线

图7 怠速时前右悬置Z向上的动反力曲线

图8 怠速时后悬置软垫Z向上的动反力曲线

图6~8是发动机怠速下，三个悬置在Z向上的动反力曲线.从图中可以看出，振动曲线刚开始时由于是自由振动与强迫振动相叠加，曲线较复杂.但一段时间后，自由振动的振幅渐渐变得很小，可忽略不计，剩下的振动是频率为25Hz的颠覆力矩导致的.同时观察位移曲线可以发现，无论是动反力还是动态位移，后悬置都比两个前悬置要小，说明后悬置主要是起到了支撑限位的作用，而系统的主要受力还是靠2个前悬置.

图9~14是3个悬置软垫上部、下部仿真得出的加速度功率谱密度曲线，表现了其大小在不同频率下差异.从曲线中，可以发现，对于激振频率25.3Hz仅出现在悬置软垫上部的曲线中，而在车架上，即软垫下部曲线中并没有得到体现，尤其是在前悬置中.这说明悬置系统的隔振起了作用，软垫起到了相应的隔振效果，使得在发动机的二阶惯性激振频率并没有传递到车架和车身上.

图9 怠速时前左悬置Z向上加速度功率谱密度曲线(软垫上部）

图10 怠速时前左悬置Z向上加速度功率谱密度曲线（软垫下部）

图11 怠速时前右悬置Z向上加速度功率谱密度曲线（软垫上部）

图12 怠速时前右悬置Z向上加速度功率谱密度曲线（软垫下部）

图13 怠速时后悬置Z向上加速度功率谱密度曲线（软垫上部）

图14 怠速时后悬置Z向上加速度功率谱密度曲线（软垫下部）

1.3 传递率计算及与实验结果对比

表4 750r/min下传递率仿真值与试验结果的对比

表5 1500r/min下传递率仿真值与试验结果的对比

从表4、5可看出，仿真值均大于实验值，但相差不大，表明模型的正确性，同时仿真传递率有些方向比较大，比如前左悬置怠速工况下，对于个别传递率较大的方向，可能是因为悬置软垫建模时用了BUSHING建模，只考虑刚度没考虑阻尼的影响，也有可能是轮胎和悬架建模参数输入的不准确引起的.转速较高时，Z向的隔振作用成为主要的研究对象.这是由于发动机在高速运转情况下，绕X轴的扭矩激励是一方面，此外，二阶不平衡质量往复惯性力作为主要激励成分，不能忽略，同时二阶以上惯性力又很小，所以这种情况下，动力总成为Z向的垂直振动为主.

2 当前隔振性能与优化后的对比

下面将优化后刚度代入模型中进行仿真，把得到的隔振传递率和优化前的隔振率进行对比，如表7、8所示；同时将优化方案得到的2个前悬置的软垫上、下部加速度功率谱密度曲线（图15~18）与优化前方案得出的结果（图9~12）相对比：

表6 怠速时3个悬置的3方向刚度值

表7 优化前的隔振传递率

表8 优化方案的隔振传递率

图15 优化方案的前左悬置加速度功率谱密度曲线（软垫上部）

图16 优化方案的前左悬置加速度功率谱密度曲线（软垫下部）

图18 优化方案的前右悬置加速度功率谱密度曲线（软垫下部）

表7、8表明，优化方案得到的振动传递率和优化前对比，怠速工况时，前左悬置Z向上的传递率从19.7%降到了17.17%，有效地改善了隔振性能，图15、16是前左悬置Z向上的加速度功率谱密度曲线，可以看出，较优化前幅值有一定程度的下降.而前右悬置传递率从11%增加到了12.47%，表明此方向上的振动没有得到改善，该优化方案中对于前右悬置增加10%动刚度的处理并没有达到预期的效果，但是这种方法从考虑约束和制造工艺，加工成本方面来说是可取的，前右悬置Z方向上的加速度功率谱密度曲线如图17、18所示.