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基于剛彈性耦合的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)仿真分析

2019-08-12 19:49:35·  來(lái)源：汽車(chē)NVH云講堂  
　
【摘要】：本文利用部件模態(tài)綜合法結(jié)合多體動(dòng)力學(xué)，利用MSC.ADAMS建立了動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的剛彈性耦合模型。分析了剛彈性耦合模型與剛體模型仿真結(jié)果之間的差異
【摘要】：本文利用部件模態(tài)綜合法結(jié)合多體動(dòng)力學(xué)，利用MSC.ADAMS建立了動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的剛彈性耦合模型。分析了剛彈性耦合模型與剛體模型仿真結(jié)果之間的差異，確定了剛彈性耦合模型在分析車(chē)內(nèi)噪聲方面的優(yōu)勢(shì)。并通過(guò)最有化技術(shù)對(duì)原動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行了優(yōu)化，保障了原動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)具有良好的隔振性能并根據(jù)仿真結(jié)果改善了車(chē)內(nèi)聲學(xué)品質(zhì)。
關(guān)鍵詞：剛彈性耦合，動(dòng)力總成，NVH，優(yōu)化設(shè)計(jì)
1 概述
發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)是車(chē)輛的主要振源之一。盡管人們想出了許多辦法平衡發(fā)動(dòng)機(jī)的不平衡力和力矩，如合理布置曲柄間的相互位置、采取有效的平衡方法和點(diǎn)火順序，增加發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸數(shù)，提高零件加工精度，選用合適的缸數(shù)和曲柄排列等，但由于內(nèi)燃機(jī)工作循環(huán)和運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)的往復(fù)性，決定發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)不可避免。發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)頻率較地面高，不但激起結(jié)構(gòu)振動(dòng)，且會(huì)激起車(chē)身及附件的噪聲，嚴(yán)重影響汽車(chē)的NVH性能。隨著CAE技術(shù)的發(fā)展與完善，在預(yù)測(cè)汽車(chē)振動(dòng)響應(yīng)時(shí)，常將有限元法與多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方法相結(jié)合，建立汽車(chē)剛彈耦合模型進(jìn)行仿真研究，以提高精確度。通常的做法是將車(chē)身等彈性部件使用有限元方法建立模型，而將底盤(pán)、發(fā)動(dòng)機(jī)等建立為剛體模型，然后將有限元模型作為柔性元件與剛體模型相連接，從而建立剛彈耦合模型。對(duì)于動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)建立整車(chē)剛彈性耦合模型無(wú)疑增大了計(jì)算量，也增大了建模的難度。考慮到發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)的傳遞途徑，本文在建模時(shí)將發(fā)動(dòng)機(jī)懸置支架與車(chē)架建為柔性體，而將發(fā)動(dòng)機(jī)建為剛體，這樣既減小了建模的難度，減低了計(jì)算量，也可以保證一定的仿真精度。本文即基于這種思想以某車(chē)型為例建立了動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的剛彈性耦合模型，并利用該模型對(duì)原動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行了優(yōu)化，旨在提高動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的仿真精度以及為整車(chē)車(chē)內(nèi)噪聲分析提供一種思路。
2 模型的建立
2.1 建模理論
建立剛彈性耦合模型時(shí)，由于要將有限元模型與多體系統(tǒng)進(jìn)行連接，而有限元模型自由度數(shù)目巨大，因此必須進(jìn)行動(dòng)力縮減，使用較多的是由Craig和Bampton提出的部件模態(tài)綜合（CMS）方法。在該方法中，柔性有限元模型的自由度被劃分為邊界自由度和內(nèi)部自由度，而邊界自由度不進(jìn)行模態(tài)轉(zhuǎn)換，它們被完整的保存下來(lái)。當(dāng)高階模態(tài)被截?cái)鄷r(shí)，這些自由度不會(huì)丟失任何信息，它們的模態(tài)也分為相應(yīng)的兩個(gè)部分：約束模態(tài)和固定邊界的自然模態(tài)。約束模態(tài)是使每一個(gè)邊界自由度產(chǎn)生單位位移，同時(shí)固定其他所有的邊界自由度而得到的靜態(tài)振型，因此約束模態(tài)的模態(tài)坐標(biāo)與相應(yīng)的邊界自由度數(shù)量相等且一一對(duì)應(yīng)，由邊界自由度變形引起的整個(gè)柔體的變形都可以由約束模態(tài)的線性疊加得到。固定邊界的自然模態(tài)是將柔體的邊界自由度固定并計(jì)算它的特征值而得到的自然模態(tài)。它們定義了柔體內(nèi)部自由度的模態(tài)展開(kāi)，其品質(zhì)與保留的模態(tài)數(shù)量有關(guān)。
這個(gè)縮減過(guò)程是在有限元分析中形成超單元時(shí)進(jìn)行的。建立柔體超單元模型時(shí)保留下的外部節(jié)點(diǎn)就是合并到多體模型中時(shí)的連接點(diǎn)，它的自由度就是CMS方法中的邊界自由度，通過(guò)連接點(diǎn)可以在多體模型中建立各種邊界條件。當(dāng)把超單元轉(zhuǎn)換到MSC.ADAMS軟件的多體模型中時(shí)，柔體被寫(xiě)成模態(tài)中性文件(MNF)，這時(shí)要進(jìn)行正交模態(tài)轉(zhuǎn)換去除掉車(chē)身的剛體模態(tài),并保留柔體模態(tài)的全部信息，包括連接點(diǎn)的約束模態(tài)等。
2.2車(chē)架及懸置件支架柔性體的建立
由于發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)的振動(dòng)主要是通過(guò)車(chē)架傳遞到車(chē)身，故車(chē)架的振動(dòng)很大程度上反應(yīng)了發(fā)動(dòng)機(jī)懸置件隔振性能的好壞。圖1為該車(chē)型車(chē)架的有限元模型。
 
圖1 某車(chē)型車(chē)架有限元模型
在MSC.PATRAN中建立柔性體超單元模型時(shí)，必須確定超單元的外節(jié)點(diǎn)和動(dòng)力縮減后的模態(tài)自由度。本文中車(chē)架的外部節(jié)點(diǎn)即為車(chē)架與懸置件支架連接點(diǎn)以及車(chē)架兩端的固定點(diǎn)。有限元模型動(dòng)力縮減后保留的模態(tài)是根據(jù)模態(tài)頻率和模態(tài)振型確定的。模態(tài)頻率要符合所研究的問(wèn)題的頻率范圍，但同時(shí)也應(yīng)注意若保留過(guò)多的模態(tài)數(shù)量將會(huì)導(dǎo)致分析困難。這時(shí)可以通過(guò)在MSC.ADAMS中檢查柔性體的模態(tài)振型并對(duì)模態(tài)進(jìn)行取舍，禁用不重要的局部模態(tài)。考慮到本文主要為分析車(chē)內(nèi)噪聲，故保留了0~200Hz以內(nèi)的模態(tài)頻率。見(jiàn)表1。
表1 某車(chē)型車(chē)架各階模態(tài)頻率
該車(chē)型動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)采用三點(diǎn)懸置，采用同樣的方法可建立發(fā)動(dòng)機(jī)左、右和后支架的柔性體模型。其有限元模型如下圖2所示。
圖2 某車(chē)型發(fā)動(dòng)機(jī)支架有限元模型
2.3動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的剛彈性模型的建立
在MSC.ADAMS中將上面建立的柔性體模型轉(zhuǎn)化成柔性體中性文件（MNF）并導(dǎo)入，同時(shí)建立發(fā)動(dòng)機(jī)的剛體模型，車(chē)架與發(fā)動(dòng)機(jī)支架之間利用襯套連接，發(fā)動(dòng)機(jī)與發(fā)動(dòng)機(jī)支架間以及車(chē)架兩端與地面間建立固定連接。裝配后的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)仿真模型如圖3所示。需要說(shuō)明的是：模型中表示發(fā)動(dòng)機(jī)的長(zhǎng)方體僅為示意發(fā)動(dòng)機(jī)，方便觀察仿真過(guò)程中發(fā)動(dòng)機(jī)的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，對(duì)仿真結(jié)果不產(chǎn)生任何影響。
圖3 某車(chē)型動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)剛彈性模型
為了便于比較剛彈性耦合模型仿真結(jié)果與剛體模型的不同，本文建立了參數(shù)相同的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)剛體模型如圖4所示。
圖4 某車(chē)型動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)剛體模型
3 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)振動(dòng)響應(yīng)對(duì)比分析
3.1仿真條件
模型中設(shè)置曲軸偏心重量1kg、偏心距10mm、擾動(dòng)頻率0~100Hz（相應(yīng)于發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速0~6000r/min），設(shè)置變速器動(dòng)力輸出端反作用轉(zhuǎn)矩93600Nmm，轉(zhuǎn)矩?cái)_動(dòng)量取1%，擾動(dòng)頻率0~200Hz（相應(yīng)于發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速0~6000r/min）。
3.2 仿真結(jié)果對(duì)比分析
對(duì)上述兩個(gè)模型在3.1提出的仿真條件下進(jìn)行仿真，可得到各懸置點(diǎn)處車(chē)架一側(cè)的動(dòng)反力的頻域響應(yīng)曲線如圖5所示。
圖5 各懸置點(diǎn)處支反力頻域響應(yīng)
利用動(dòng)力總成系統(tǒng)剛體模型分析整車(chē)動(dòng)力學(xué)時(shí)，由于將車(chē)架等簡(jiǎn)化成一個(gè)剛體，故仿真結(jié)果與真實(shí)情況存在一定偏差。從圖5可以看出：其頻域曲線基本保持了原來(lái)剛體模型的趨勢(shì)，但剛彈性耦合模型在車(chē)架模態(tài)頻率92Hz以及123Hz處有明顯的共振，這兩個(gè)模態(tài)頻率對(duì)車(chē)內(nèi)噪聲有著重要的影響。
4 系統(tǒng)優(yōu)化
由于實(shí)車(chē)測(cè)試結(jié)果原動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)隔振效果較差，且根據(jù)MATLAB編制的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)能量解藕計(jì)算程序計(jì)算可發(fā)現(xiàn)原系統(tǒng)的各向解藕率也較差。見(jiàn)表2。故有必要對(duì)原系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化。
表2 Matlab計(jì)算模態(tài)頻率與能量分布矩陣
4.1優(yōu)化模型
4.1.1目標(biāo)函數(shù)
動(dòng)力總成在其內(nèi)在激勵(lì)作用下產(chǎn)生振動(dòng)，并通過(guò)懸置向車(chē)架、車(chē)身傳遞振動(dòng)，最終為車(chē)內(nèi)乘員所感知。顯然，如能降低懸置點(diǎn)處車(chē)架一側(cè)支反力的動(dòng)態(tài)響應(yīng)幅度，則可有效抑制傳向車(chē)架的振動(dòng)。因此，這里以3個(gè)懸置點(diǎn)處車(chē)架一側(cè)支反力動(dòng)態(tài)響應(yīng)的幅度之和為最小作為實(shí)施優(yōu)化的目標(biāo)函數(shù)。
4.1.2設(shè)計(jì)變量
該車(chē)型動(dòng)力總成的選型已定，總布置也不允許輕易改變。因此，按照主機(jī)廠要求，改進(jìn)的重點(diǎn)是對(duì)懸置件剛度進(jìn)行合理調(diào)整。故設(shè)計(jì)變量為：左懸置、右懸置和后懸置沿彈性主軸方向的剛度。
4.1.3約束條件
從工況條件出發(fā)，依據(jù)有關(guān)振動(dòng)理論并結(jié)合工程經(jīng)驗(yàn)，確定出如下的優(yōu)化設(shè)計(jì)約束條件：
（1）懸置點(diǎn)處動(dòng)力總成一側(cè)的位移動(dòng)態(tài)響應(yīng)幅度不大于10mm；
（2）質(zhì)心處的位移動(dòng)態(tài)響應(yīng)幅度不大于5mm；
（3）為避免系統(tǒng)模態(tài)頻率干涉懸架偏頻，w方向剛度不小于30N/mm；
（4）為避免系統(tǒng)模態(tài)頻率接近怠速頻率，w方向剛度不大于300N/mm。
4.2優(yōu)化結(jié)果
調(diào)用ADAMS/View的“Design evaluationTools”之“Optimization”，求解上述優(yōu)化模型，獲得如表3所示的設(shè)計(jì)變量?jī)?yōu)化結(jié)果，其優(yōu)化效果見(jiàn)圖6。可見(jiàn)，優(yōu)化后的目標(biāo)值降低19%。
另一方面，再由Matlab計(jì)算出優(yōu)化后的系統(tǒng)模態(tài)能量分布矩陣，如表4所示。與表2對(duì)比可見(jiàn)，系統(tǒng)模態(tài)能量解耦狀況總體上獲得了一定程度的提高。
表3 設(shè)計(jì)變量的優(yōu)化結(jié)果
需要強(qiáng)調(diào)的是，上述優(yōu)化結(jié)果僅針對(duì)3000r/min的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速工況。因此要確定真正可行的改進(jìn)設(shè)計(jì)技術(shù)方案，還必須綜合考慮多個(gè)轉(zhuǎn)速工況的情形。
表4 優(yōu)化后系統(tǒng)模態(tài)能量分布矩陣
圖6 優(yōu)化效果：紅線——優(yōu)化前；藍(lán)線——優(yōu)化后
5 結(jié)論
（1）利用部件模態(tài)綜合法建立了動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的剛彈性耦合模型，并對(duì)比了剛彈性耦合模型與剛體模型的仿真結(jié)果，確定剛彈性耦合模型在分析車(chē)內(nèi)噪聲方面有一定的優(yōu)勢(shì)。
（2）利用建立的剛彈性耦合模型對(duì)原動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行了優(yōu)化，解決了原動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)隔振效果不好的問(wèn)題，并根據(jù)剛彈性耦合模型的仿真結(jié)果相應(yīng)的修改車(chē)架，以避開(kāi)共振頻率，從而改善車(chē)內(nèi)聲學(xué)品質(zhì)。
參考文獻(xiàn)：
[1]樸英花，馬天飛. 利用剛彈耦合模型進(jìn)行整車(chē)振動(dòng)的仿真計(jì)算. 汽車(chē)技術(shù)，2006，20（3）
[2]CraigR R,Bampton M. Coupling of Substructures for Dynamics Analyses. AIAA. 1968(6):1313~1319.
[3]KidoI.,Nakamura A.,Komada M.,”Vibration coupling analysis of tire/wheel andsuspension”,Proc. Of 3rd Darmstadter Reifenkolloquium 2000, VDI Reihe12Nr.437(2000),41-50
[4]IchiroKido, Sagiri Ueyama. Coupled Vibration Analysis of Tire and Wheel for RoadNoise Improvement. Noise and Vibration. 2005 SAE Paper. 2005-01-2525.
[5]Lin,W.,Ewins,D.J., “Substructure Synthesis via Elastic Media Part 2:Coupling Analysis”,Proc. Of 18th IMAC(2000),1160-1166.
[6]馬天飛，王登峰等. 利用MSC Adams/Car建立轎車(chē)的剛彈耦合模型. 計(jì)算機(jī)輔助工程，2006（15）
[7]夏長(zhǎng)高，宮鎮(zhèn). 剛?cè)狁詈隙囿w車(chē)輛操縱穩(wěn)定性研究. 汽車(chē)工程，2006 26（5） 
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