基于刚弹性耦合的动力总成悬置系统仿真分析
【摘要】：本文利用部件模态综合法结合多体动力学，利用MSC.ADAMS建立了动力总成悬置系统的刚弹性耦合模型。分析了刚弹性耦合模型与刚体模型仿真结果之间的差异，确定了刚弹性耦合模型在分析车内噪声方面的优势。并通过最有化技术对原动力总成悬置系统进行了优化，保障了原动力总成悬置系统具有良好的隔振性能并根据仿真结果改善了车内声学品质。
发动机振动是车辆的主要振源之一。尽管人们想出了许多办法平衡发动机的不平衡力和力矩，如合理布置曲柄间的相互位置、采取有效的平衡方法和点火顺序，增加发动机气缸数，提高零件加工精度，选用合适的缸数和曲柄排列等，但由于内燃机工作循环和运动机构的往复性，决定发动机的振动不可避免。发动机的振动频率较地面高，不但激起结构振动，且会激起车身及附件的噪声，严重影响汽车的NVH性能。随着CAE技术的发展与完善，在预测汽车振动响应时，常将有限元法与多体系统动力学方法相结合，建立汽车刚弹耦合模型进行仿真研究，以提高精确度。通常的做法是将车身等弹性部件使用有限元方法建立模型，而将底盘、发动机等建立为刚体模型，然后将有限元模型作为柔性元件与刚体模型相连接，从而建立刚弹耦合模型。对于动力总成悬置系统建立整车刚弹性耦合模型无疑增大了计算量，也增大了建模的难度。考虑到发动机振动的传递途径，本文在建模时将发动机悬置支架与车架建为柔性体，而将发动机建为刚体，这样既减小了建模的难度，减低了计算量，也可以保证一定的仿真精度。本文即基于这种思想以某车型为例建立了动力总成悬置系统的刚弹性耦合模型，并利用该模型对原动力总成悬置系统进行了优化，旨在提高动力总成悬置系统的仿真精度以及为整车车内噪声分析提供一种思路。建立刚弹性耦合模型时，由于要将有限元模型与多体系统进行连接，而有限元模型自由度数目巨大，因此必须进行动力缩减，使用较多的是由Craig和Bampton提出的部件模态综合（CMS）方法。在该方法中，柔性有限元模型的自由度被划分为边界自由度和内部自由度，而边界自由度不进行模态转换，它们被完整的保存下来。当高阶模态被截断时，这些自由度不会丢失任何信息，它们的模态也分为相应的两个部分：约束模态和固定边界的自然模态。约束模态是使每一个边界自由度产生单位位移，同时固定其他所有的边界自由度而得到的静态振型，因此约束模态的模态坐标与相应的边界自由度数量相等且一一对应，由边界自由度变形引起的整个柔体的变形都可以由约束模态的线性叠加得到。固定边界的自然模态是将柔体的边界自由度固定并计算它的特征值而得到的自然模态。它们定义了柔体内部自由度的模态展开，其品质与保留的模态数量有关。
这个缩减过程是在有限元分析中形成超单元时进行的。建立柔体超单元模型时保留下的外部节点就是合并到多体模型中时的连接点，它的自由度就是CMS方法中的边界自由度，通过连接点可以在多体模型中建立各种边界条件。当把超单元转换到MSC.ADAMS软件的多体模型中时，柔体被写成模态中性文件(MNF)，这时要进行正交模态转换去除掉车身的刚体模态,并保留柔体模态的全部信息，包括连接点的约束模态等。由于发动机激励的振动主要是通过车架传递到车身，故车架的振动很大程度上反应了发动机悬置件隔振性能的好坏。图1为该车型车架的有限元模型。
在MSC.PATRAN中建立柔性体超单元模型时，必须确定超单元的外节点和动力缩减后的模态自由度。本文中车架的外部节点即为车架与悬置件支架连接点以及车架两端的固定点。有限元模型动力缩减后保留的模态是根据模态频率和模态振型确定的。模态频率要符合所研究的问题的频率范围，但同时也应注意若保留过多的模态数量将会导致分析困难。这时可以通过在MSC.ADAMS中检查柔性体的模态振型并对模态进行取舍，禁用不重要的局部模态。考虑到本文主要为分析车内噪声，故保留了0~200Hz以内的模态频率。见表1。
该车型动力总成悬置系统采用三点悬置，采用同样的方法可建立发动机左、右和后支架的柔性体模型。其有限元模型如下图2所示。
在MSC.ADAMS中将上面建立的柔性体模型转化成柔性体中性文件（MNF）并导入，同时建立发动机的刚体模型，车架与发动机支架之间利用衬套连接，发动机与发动机支架间以及车架两端与地面间建立固定连接。装配后的动力总成悬置系统仿真模型如图3所示。需要说明的是：模型中表示发动机的长方体仅为示意发动机，方便观察仿真过程中发动机的运动状态，对仿真结果不产生任何影响。
为了便于比较刚弹性耦合模型仿真结果与刚体模型的不同，本文建立了参数相同的动力总成悬置系统刚体模型如图4所示。
模型中设置曲轴偏心重量1kg、偏心距10mm、扰动频率0~100Hz（相应于发动机转速0~6000r/min），设置变速器动力输出端反作用转矩93600Nmm，转矩扰动量取1%，扰动频率0~200Hz（相应于发动机转速0~6000r/min）。对上述两个模型在3.1提出的仿真条件下进行仿真，可得到各悬置点处车架一侧的动反力的频域响应曲线如图5所示。
利用动力总成系统刚体模型分析整车动力学时，由于将车架等简化成一个刚体，故仿真结果与真实情况存在一定偏差。从图5可以看出：其频域曲线基本保持了原来刚体模型的趋势，但刚弹性耦合模型在车架模态频率92Hz以及123Hz处有明显的共振，这两个模态频率对车内噪声有着重要的影响。由于实车测试结果原动力总成悬置系统隔振效果较差，且根据MATLAB编制的动力总成悬置系统能量解藕计算程序计算可发现原系统的各向解藕率也较差。见表2。故有必要对原系统进行优化。
动力总成在其内在激励作用下产生振动，并通过悬置向车架、车身传递振动，最终为车内乘员所感知。显然，如能降低悬置点处车架一侧支反力的动态响应幅度，则可有效抑制传向车架的振动。因此，这里以3个悬置点处车架一侧支反力动态响应的幅度之和为最小作为实施优化的目标函数。该车型动力总成的选型已定，总布置也不允许轻易改变。因此，按照主机厂要求，改进的重点是对悬置件刚度进行合理调整。故设计变量为：左悬置、右悬置和后悬置沿弹性主轴方向的刚度。从工况条件出发，依据有关振动理论并结合工程经验，确定出如下的优化设计约束条件：（1）悬置点处动力总成一侧的位移动态响应幅度不大于10mm；（3）为避免系统模态频率干涉悬架偏频，w方向刚度不小于30N/mm；（4）为避免系统模态频率接近怠速频率，w方向刚度不大于300N/mm。调用ADAMS/View的“Design EvaluationTools”之“Optimization”，求解上述优化模型，获得如表3所示的设计变量优化结果，其优化效果见图6。可见，优化后的目标值降低19%。另一方面，再由Matlab计算出优化后的系统模态能量分布矩阵，如表4所示。与表2对比可见，系统模态能量解耦状况总体上获得了一定程度的提高。
需要强调的是，上述优化结果仅针对3000r/min的发动机转速工况。因此要确定真正可行的改进设计技术方案，还必须综合考虑多个转速工况的情形。
（1）利用部件模态综合法建立了动力总成悬置系统的刚弹性耦合模型，并对比了刚弹性耦合模型与刚体模型的仿真结果，确定刚弹性耦合模型在分析车内噪声方面有一定的优势。（2）利用建立的刚弹性耦合模型对原动力总成悬置系统进行了优化，解决了原动力总成悬置系统隔振效果不好的问题，并根据刚弹性耦合模型的仿真结果相应的修改车架，以避开共振频率，从而改善车内声学品质。[1]朴英花，马天飞. 利用刚弹耦合模型进行整车振动的仿真计算. 汽车技术，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]马天飞，王登峰等. 利用MSC Adams/Car建立轿车的刚弹耦合模型. 计算机辅助工程，2006（15）[7]夏长高，宫镇. 刚柔耦合多体车辆操纵稳定性研究. 汽车工程，2006 26（5）
