基于ADAMS的客车动力总成悬置系统优化设计

2022-06-29周梦来范东祥周广波

客车技术与研究 2022年3期

周梦来，范东祥，周广波

(扬州亚星客车股份有限公司,江苏扬州 225000)

客车动力总成的悬置设计是保障整车NVH性能的一个关键因素。良好的动力总成悬置系统，不仅可以保护好动力总成，还可以降低振动和噪声向车架传递，提高汽车的乘坐舒适性。本文以YBL6129柴油车型为研究对象，分析其动力总成的力学模型，基于ADAMS软件分别构建6自由度和12自由度仿真模型，采用软件自带的Insight模块优化动力总成悬置系统的解耦率和隔振率，得到比较理想的发动机悬置刚度。

1 悬置系统6自由度动力学模型

10 m以上的客车，动力总成尺寸较大，一般采用5点或6点悬置，本文采用6点悬置布置方式，其6自由度动力学模型如图1所示。原点为发动机的质心，轴平行于发动机的曲轴中心，轴垂直于曲轴中心指向发动机的缸盖，轴根据右手定则确定；、、、、、分别代表动力总成3个方向的移动自由度和转动自由度。

图1 发动机悬置动力学模型

不考虑阻尼和激振力的情况下，动力总成悬置系统的6自由度微分方程如下：

(1)

由式(1)可得到主振型方程|-|=0，从而可以计算得到系统的6阶固有频率。

2 悬置系统解耦率设计优化

2.1 能量解耦

解耦率是指系统在各个自由度上运动解耦或独立的程度，解耦率的提升对系统的振动控制非常有效。能量解耦法是目前主流的动力总成悬置系统解耦方法，与弹性中心法和刚度矩阵解耦法相比，具有灵活性和可操作性的优势。

忽略系统振动的能量耗散，系统解耦率可由式(2)计算，它表示某个广义坐标上最大振动动能与系统总能量的百分比。

(2)

2.2 仿真模型建立及参数输入

模型由动力总成和6个发动机悬置两部分组成，见图2中车体以上部分模型。其中动力总成包括WP9H310E53发动机、6DS150T变速器和TB24缓速器；悬置采用ADAMS软件中的Bushing模块代替，发动机自由端和缓速器端的悬置采用V型布置，飞轮端采用水平布置，并输入表1至表3中的相关参数值。其中表1为设计值，表2为测试值，表3为采用ADAMS软件中的质心合成功能将发动机、变速器、缓速器的质量及质心参数进行合成得到的计算值。

图2 12自由度整车动力学仿真模型

表1 各悬置的位置坐标 mm

表2 悬置3个主方向初始刚度值

表3 动力总成质量(kg)、质心位置(mm)及转动惯量I(kg·mm2)合成参数

2.3 计算结果

采用Vibration模块计算出悬置系统的各阶固有频率和各自由度的能量解耦率。由表4可知，该动力总成悬置系统的固有频率最小为7 Hz，最大为12.9 Hz，能够满足设计要求；但解耦率方面，除了及方向解耦率大于85%，其他几个方向都小于75%，因此该悬置系统耦合较为严重，需要对其进行优化。

表4 动力总成悬置系统各阶固有频率及解耦率

2.4 多目标优化

在动力总成悬置系统的优化过程中，解耦率、振动传递率、系统振动幅值等均可作为目标函数，目前悬置系统优化设计应用较多的方法是能量解耦法。本文也采用能量解耦法对该悬置系统6阶模态下6自由度的最大能量分布百分比目标函数进行优化：

=max(),=1…6

(3)

式中：为系统的振动阶数；为振动自由度；为式(2)中的自由度阶能量分布百分比。

因为动力总成悬置左右对称，所以将单侧3个悬置元件在、、向的刚度参数(共9个变量)作为设计变量。约束条件包括3个方面：①系统频率应处于5～21.2 Hz之间；②悬置的刚度变化范围为±25%；③动力总成的各向位移均小于5 mm。

2.5 优化结果

进入ADAMS/Isight模块后，采用DOE Response Surface(即响应曲面法)对该电动汽车的动力总成悬置系统进行优化。优化后的悬置刚度见表5，固有频率和解耦率见表6。可以看出，优化后的固有频率仍在允许范围内，频率间隔比较理想而且能量解耦率有很大提升，都在85%以上，达到优化目标。

表5 优化后悬置元件的刚度

表6 优化后动力总成悬置系统各阶固有频率和解耦率

3 12自由度动力学模型的仿真与优化

3.1 仿真模型建立及参数输入

12自由度模型是在6自由度模型的基础上增加了车体(含车架)的6个自由度，即考虑整车悬架变形时车体受到激励后所表现出的前后、左右、垂直、俯仰、横摆、侧倾6个运动自由度对动力总成振动的影响，从而能更准确地反映动力总成的动力学特性。

在ADAMS中建立动力总成悬置系统的12自由度仿真模型，如图2所示。建模时作如下假设和简化：①车辆静止在水平面上，车架只能在簧上平衡位置微幅振动；②约束全部车轮的转动自由度，车轮只存在上下跳动；③动力总成由6个悬置元件支撑在车体上，每个悬置的6个自由度全部释放；④车体质量为簧上质量(不含动力总成)，悬架简化为线性的刚度和阻尼，刚度为悬架刚度和轮胎刚度的积除以二者刚度之和，阻尼只考虑悬架的阻尼。⑤车体模型由一块实体板代替，仿真时赋予这个实体以整车的质心位置、质量和转动惯量参数；⑥悬架及轮胎模型由4个Bushing模块替代，悬架前后、左右方向上的刚度值设定为垂向刚度值的100倍，用以约束车体的纵、横方向的位移；⑦动力总成部分的模型跟6自由度模型一致。

要输入的车体惯性矩参数及整车悬架及轮胎特性参数见表7和表8。动力总成悬置刚度与前6自由度相同。

表7 车体质量mb(kg)及惯性矩J(kg·m2)

表8 整车悬架及轮胎特性参数

3.2 解耦率分析

采用Vibration模块计算出12自由度系统的前12阶固有频率和各自由度上的能量解耦率，结果见表9。

表9 12自由度系统固有频率和解耦率

对比表6和表9可以看出，12自由度动力总成的模态频率与6自由度动力总成的模态频率分布总体趋于一致，其中6自由度模型的和2个自由度的模态频率略大(受悬置前后、左右方向上的刚度设计值的假定条件影响，且不是关键的模态频率)，而其他4个自由度的模态频率都略小，经分析主要是受到车体质量和悬架垂直刚度的影响，其理论依据是公式(4)：

=[(+)]12

(4)

对比表6和表9还可以看出，12自由度模型车体的俯仰和向自由度的解耦率相对较低，动力总成的向和2个自由度的解耦率相对较低，其中向自由度的解耦率仅达到69.83%(第7阶模态)，表10给出了该阶模态的能量分布情况。一般认为，其他自由度的能量分布超过10%，则该自由度与主自由度间存在耦合，因此车体俯仰振动与动力总成的垂直振动(即主振动)之间存在耦合关系；同样发动机的周期性旋转振动(即主振动)与车体的垂直振动之间存在耦合关系。