汽车动力总成悬置优化设计分析

汽车动力总成悬置优化设计分析
吴行;郑玲;廖光亮;张紫微;薛婉莹;邓杰
【摘要】Based on the multi-objective optimization theory, a 13-DOF optimal design model of automotive powertrain mount system is established. Setting the minimum of vertical vibration of driver seat guideway and the noise of right ear of the driver, the maximum of system vibration isolation rate and the energy decoupling rate, the reasonable allocation of system natural frequencies as the optimization targets, with the ratio of the three-direction and the lower bound of static stiffness as constraints, genetic algorithm is used to optimize the stiffness. The results show that decoupling rate and the reasonable allocation of natural frequency of powertrain have great influence on the overall ride comfort of the vehicle, and the overall comfort of the vehicle has been greatly improved after multi-objective optimization.%基于多目标优化思想,建立一种汽车动力总成悬置系统十三自由度优化设计模型.以驾驶员座椅导轨垂向振动及驾驶员右耳旁噪声最小,系统的隔振率、能量解耦率最大和系统固有频率的合理配置为优化目标,以悬置三向静刚度之间的比例以及刚度下限为约束条件,利用遗传算法对刚度进行优化计算.结果表明,动力总成解耦率和固有频率的合理配置对车辆整体乘坐舒适性的影响较大,多目标优化后汽车整体舒适性得到了较大的提升.
【期刊名称】《噪声与振动控制》
【年(卷),期】2018(038)0z1
【总页数】7页(P296-302)
【关键词】振动与波;悬置系统;解耦率;多目标优化
【作者】吴行;郑玲;廖光亮;张紫微;薛婉莹;邓杰
【作者单位】重庆大学汽车学院机械传动国家重点实验室,重庆 400044;重庆大学汽车学院机械传动国家重点实验室,重庆 400044;重庆大学汽车学院机械传动国家重点实验室,重庆 400044;重庆大学汽车学院机械传动国家重点实验室,重庆400044;重庆大学汽车学院机械传动国家重点实验室,重庆 400044;重庆大学汽车学院机械传动国家重点实验室,重庆 400044
【正文语种】中文
【中图分类】O328
动力总成悬置系统对动力总成的隔振以及整车舒适性起着关键作用，考虑多个设计目标，对悬置系统参数进行优化匹配，具有重要的学术和应用价值[1–2]。

目前悬置系统优化设计大都采用6自由度模型，通过对动力总成6阶刚体模态的解耦，优化各悬置在线性段的刚度、安装位置和安装角度[3–4]。

对于汽车动力总成悬置系统的优化设计主要局限于悬置等子系统的设计与优化，对考虑动力总成的激励特性、振动噪声的传递路径和车内振动噪声的整体优化研究较少[5]。

由于子系统本身优化的局限性，会导致不同的车型所对应的悬置系统与整车的NVH性能不匹配现象的产生。

因此，在设计动力总成悬置系统时，有必要将发动机激励作为动力源输入，建立整车的动力学模型，进而模拟整车NVH响应的真实情况，计算整车系统的振动及噪声响应，并以悬置的刚度为优化变量，对系统的振动噪声响应进行优化分析，从而对悬置系统进行整体的匹配优化，提高汽车舒适性。

1 整车建模与车内振动和噪声计算
1.1 悬置系统13自由度分析模型的建立
考虑悬置、悬架、车轮刚度和阻尼，建立整车13自由度动力学模型，如图1所示。

将车身视为刚体，考虑发动机平动和转动共6个自由度的运动，车身的垂向、侧倾、俯仰3个自由度的运动，和4个簧下质量的垂向4自由度的运动。

分别以发
动机、汽车车身、簧下质量为研究对象，根据牛顿第二定律，建立发动机、车身、簧下质量的动力学方程，然后合并得到整车运动方程为
式中：M为质量矩阵，C为阻尼矩阵，K为刚度矩阵，F为输入矩阵，z为输出矩阵，其中，，它们分别是发动机、车身和簧下质量的每个自由度的位移或转角；F 矩阵的前6个分量分别是发动机的激励力和激励扭矩。

图1 13自由度整车动力学模型
1.2 发动机激励力模型
直列四缸发动机，各缸的1阶惯性力相互平衡，只存在2阶惯性力和曲轴上的反
作用力矩，按照空间力系简化原则，把力和力矩简化到动力总成质心坐标系下，则发动机激励可以写成一个含有6个分量的列向量
各项激励力及力矩如图2所示。

1.3 车内振动和噪声的计算
在发动机的激励下，悬置被动端在3个方向产生的动态力经过车身的传递，在车
内产生振动和噪声。

通过计算悬置被动端动态力与测量悬下点到车内的振动与噪声的传递函数，进一步计算得到车内的振动与噪声。

人耳评价点在k向的噪声，由式(3)可得，Fij为悬置i的j方向动态力频谱为对应
方向的噪声传递函数
人耳噪声评价点噪声的均方根值为
图2 发动机产生的激振力及力矩
同理，可以计算出座椅滑槽处在垂向的振动值，如式(5)所示，悬置下端到座椅滑槽Z向振动传递函数及悬置下端到人耳噪声Z向传递函数如图3所示。

振动PV的单位为m/s2，噪声P的单位为Pa，其计算后结果还需进行如下换算
其中：aref=10-5m/s2，Pref=2×10-5Pa，换算后振动的单位为dB，噪声的单位为dB，为了使噪声更符合人耳的听感特性，对噪声进行A计权修正，A修正的值可通过查表或插值得到。

图3 悬置下端到人耳噪声传递函数图（左）及悬置下端到座椅滑槽振动传递函数图（右）
2 基于整车振动悬置刚度优化设计
2.1 目标函数
汽车动力总成悬置系统的设计目的是整车的减振降噪，为了达到这个目标，选用驾驶员座位右座椅导轨垂向振动、驾驶员右耳旁噪声、解耦率、隔振率和固有频率的配置为优化目标，同时在悬置子系统自身应满足的约束范围内，对整车性能进行优化。

（1）目标一：座椅滑槽的垂向振动
其中：Sv(f)为座椅滑槽各频率下的垂向振动与要求值的差值；v(f)和ve分别为座椅滑槽垂向振动的计算值和要求值，要求值取70 dB。

（2）目标二：驾驶员右耳旁噪声
其中：Sn(f)为人右耳的噪声与要求值的差值；和 pe分别为驾驶员右耳旁噪声的A 权计计算值和要求值，要求值取40 dB。

（3）目标三：模态解耦率
基于13自由度动力学方程，计算质量矩阵和刚度矩K，进一步计算系统的固有频率和振型矩阵M，进而得到系统能量分布矩阵，从而计算动力总成解耦率。

Di为系统在作第i阶固有频率振动时，振动占优方向所占的振动能量百分比；
i=1～6表示发动机相关的6个自由度，Wi为权重系数。

（4）目标四：隔振率
通常采用隔振率评价某个悬置的隔振性能，隔振率是指悬置主动端的振动与被动端的振动大小的比值，隔振率T4越大，隔振效果越好。

其计算公式为
其中：aa代表悬置主动端加速度，ap代表悬置被动端加速度。

通过13自由度动力学模型，以4缸发动机的激励为输入，计算整车模型条件下动力总成质心和车身质心处的加速度，通过位置转换矩阵可得悬置主动端和被动端的加速度响应。

（5）目标五：固有频率的配置
其中：fiU、fiL为第i阶固有频率的上限和下限，ai为频率分布的权系数。

一般来说,为延长悬置的使用寿命，并防止由于悬置系统过软造成的零部件之间产生较大的相对位移，系统的各阶固有频率都应大于5 Hz，最大值一般小于16 Hz。

由于人体对垂向振动的敏感频率范围为4 Hz～8 Hz，Z向固有频率一般取8 Hz～11 Hz。

各阶固有频率都应保持适当的距离。

综合考虑动力总成固有频率配置范围如表2所示，权重系数取1/6。

表2 动力总成固有频率配置范围/Hz
2.2 优化设计变量
由于本文研究的是基于整车响应的悬置优化匹配问题，通过输入发动机激励，结合搭建的整车模型，计算整车的振动噪声响应，从而进行优化设计，确定最适合的悬置性能参数，因此只选用悬置刚度作为优化设计变量。

2.3 优化约束条件
优化得到的悬置刚度，不仅要使得汽车的振动噪声最小，解耦率高，同时还应满足工程上可制造性。

因此，根据工程上悬置结构的可制造性，可确定悬置的3向静
刚度和各向刚度比例应满足的范围，如表3所示，u、v和w分别为悬置坐标系下的坐标轴方向。

表3 各个悬置刚度设计的约束条件/(N·mm-1)123 144.5 127.5 8.50 195.5 172.5 11.5 0.2 0.6 5.0 1.5 1.5 15.0.7 0.6 0.99 1.5 1.5 1.0 0.20 0.99 5.00 1.50 1.01 15.0
将上述每个悬置各向刚度范围及比例范围进行组合，可以得到悬置刚度变量X的
矩阵形式的约束表达式为：AX≤B。

考虑动力总成在汽车运动时位移不能太大，将悬置一和悬置二的刚度下限设定为：纵向(u向)80 N/mm；垂向(w向)80 N/mm，横向(v向)70 N/mm。

拉杆纵向(u向)70 N/mm。

2.4 悬置刚度优化
如图4所示，用13自由度动力学模型计算刚度矩阵和质量矩阵，进而计算动力总成的模态和能量分布。

相关的发动机、车身及簧下质量输入参数如文献[6]所示。

以四缸发动机的激励为输入，基于整车动力学模型，计算悬置主、被动端振动响应，计算的各悬置的隔振率和被动端动反力。

基于悬置被动侧的动反力，通过各悬置到驾驶室座椅滑槽振动和车内噪声的传递函数，计算车内评价点振动、座椅滑槽振动和驾驶员右耳旁噪声，以悬置刚度的比例以及下限为约束条件，进行整车响应的悬
置刚度优化设计。

图4 悬置静刚度优化流程
3 悬置系统优化结果分析
根据上述5个优化目标函数，分别用遗传算法进行刚度优化，得到右悬置、左悬置和防扭拉杆在其局部坐标系下3个方向的线性段静刚度值，如表4所示。

表4 右悬置1、左悬置2和防扭拉杆静刚度值//(N·mm-1)u1v1 w1u2 v2
w2u3v3 w3 99.76 100.2 145.2 90.41 101.2 127.9 82.59 10.65 10.56 99.56 100.4 145.0 93.05 102.7 128.3 105.3 8.879 8.866 99.02 100.0 144.5 175.3 116.9 128.0 122.8 8.432 8.511 100.5 100.9 145.7 90.38 100.6 127.7 81.52 10.10 10.07 132.2 130.9 144.5 168.3 112.2 127.5 87.15 8.428 8.509 100 140 170 120 120 150 100 10 10
根据优化的悬置静刚度，重新组合刚度矩阵，计算整车13自由度系统的固有频率和能量分布。

动力总成固有频率的分布如表5所示。

表5 动力总成6个方向上的固有频率/HzX YZRxRyRz 6.74 5.96 9.17 13.7 7.66 13.0 7.21 5.97 9.15 14.0 7.83 13.2 7.50 6.14 9.11 13.3 10.1 15.3 6.72 5.95 7.67 13.7 9.17 13.0 7.15 6.39 9.10 13.4 10.2 15.5 7.16 6.67 9.89 14.7 8.86 13.9
由于悬置刚度的变化，主要影响动力总成的固有频率和能量分布，对车身和簧下质量的固有频率和能量分布影响很小。

对不同的优化目标对悬置的刚度进行优化时车身和簧下质量的固有频率基本不变和能量分布变化很小，其中车身垂向固有频率为1.33 Hz，解耦率为57%；车身绕X向固有频率为1.69 Hz，解耦率为57%；车身绕y向固有频率为1.17 Hz，解耦率为38%；左前簧下质量的固有频率为15.26 Hz，解耦率为76%；右前簧下质量的固有频率为15.27 Hz，解耦率为75%；左后簧下质量的固有频率为15.22 Hz，解耦率为86%；右后簧下质量的固有频率为
15.22 Hz，解耦率为87%。

计算动力总成的模态能量分布时，仅用动力总成的6阶振型来计算模态能量分布，动力总成的解耦率，如表6所示。

表6 动力总成3个方向上的解耦率XYZRxRyRz均70.5 93.8 98.2 54.8 47.8 41.8 67.4 74.6 89.9 97.8 77.5 58.5 52.7 75.2 97.1 80.3 97.0 94.0 73.1 72.1 85.6 69.1 93.7 98.1 55.2 47.0 41.4 67.4 60.1 92.3 96.6 92.1 53.7 78.0 78.8 74.6 89.9 97.8 77.5 58.5 52.6 75.1
从表5可以看出，以座椅滑槽的垂向振动为优化目标时Rz方向和Rx方向的固有频率相隔较近，以人耳噪声为优化目标时x方向和Ry方向的固有频率间隔较小，以隔振率为优化目标时Rz方向和Rx方向的固有频率相隔较小。

而当以解耦率以及固有频率的配置为优化目标时，动力总成各阶固有频率间的间隔适当拉大了，频率配置趋向更合理。

而且从表6可以看出，以解耦率和固有频率的配置为优化目标时的解耦率的均值明显比其余优化目标解耦率的均值要高，而且Rz方向的解耦率提升幅度较大。

根据优化的悬置静刚度以及初始静刚度和振动与噪声的传递函数，计算座椅处垂向振动和人耳噪声，如表7所示。

表7 座椅处振动和人耳噪声/dB12345初始98.6 101.3 103.4 100.2 103.6 103.9 53.3 53.3 52.4 53.3 52.5 54.3 53.9 52.4 57.5 52.9 57.1 59.4 19.03 19.02 18.06 19.05 18.26 20.36
由表7以及图5、图6可以看出，当以振动为优化目标时，人耳噪声的峰值降低了5.5 dB，均值降低了1.33 dB，座椅滑槽垂向振动的峰值降低了5.3 dB，均值降低了1 dB。

当以噪声为优化目标时，人耳噪声的峰值降低了7 dB，均值降低了1.34 dB，座椅滑槽垂向振动的峰值降低了2.6 dB，均值降低了1 dB。

当以隔振率为优化目标时，人耳噪声的峰值降低了6.5 dB，均值降低了1.31 dB，座椅滑槽垂向振动的峰值降低了3.7 dB，均值降低了1 dB。

当以解耦率为优化目标时，人耳噪声的峰值降低了1.9 dB，均值降低了2.3 dB，
座椅滑槽垂向振动的峰值降低了0.5 dB，均值降低了1.9 dB。

当以固有频率的合
理配置为优化目标时，人耳噪声的峰值降低了2.3 dB，均值降低了2.1 dB，座椅
滑槽垂向振动的峰值降低了0.3 dB，均值降低了1.8 dB。

由上分析可知，当振动、噪声和隔振率可以有效的降低噪声的峰值，但对噪声的整体均值降低较小，当解耦率和固有频率的配置为优化目标时有效地降低噪声的均值，但对噪声的整体峰值降低较小。

图5 目标1及目标2优化前后人耳噪声谱图
综上所述，单一目标优化时，难以取得较好整体效果，所以对上述目标归一化处理，然后进行加权得
图6 目标3及4优化前后人耳噪声谱图
图7 目标5优化前后人耳噪声谱图
到综合目标函数，目标1至目标5的权重分别取0.1、0.1、0.3、0.2、0.3，然后
用遗传算法进行优化。

结果如表8、表9以及图8所示（1为优化前的结果，2为优化后的结果）。

表8 综合优化前后动力总成的解耦率1 2 74.5 70.2 89.9 94.7 97.8 95.2 77.5 92.3 58.5 67.6 52.6 78.3 75.2 83.1
由表8可以看出，Rz向的解耦率从52.6%上升到了78.3%，其它自由度上的解耦率也均有一定的提高，解耦率的均值有了较大的提升，由表9可以看出共振频率
带宽大小基本不变，频率间的间隔适当拉大了，频率配置趋向更合理。

表9 综合优化前后动力总成的固有频率/Hz1 2 7.16 7.20 6.66 6.29 9.88 9.14 14.7 13.5 7.16 10.1 13.8 15.3
由图8可以看出，综合优化前后，人耳噪声的峰值降低了3 dB和均值降低了1.7 dB，以及座椅滑槽的垂向振动峰值降低了2.2 dB和均值降低了1.6 dB，振动和噪
声的峰值和均值都有了较大的降低，提高了整车的舒适性。

4 结语
图8 组合优化前后人耳噪声及座椅滑槽振动谱图
（1）对某轿车动力总成悬置系统进行优化设计，综合优化之后，人耳噪声的峰值降低了3 dB，均值降低了1.7 dB，座椅滑槽处的垂向振动降低了2.2 dB，均值降低了1.7 dB，解耦率的均值提高了8%，固有频率的配置更加合理，隔振效果显著改善。

并且悬置的刚度都在允许的范围内。

说明多目标综合优化设计能有效的提升整车的舒适性。

（2）振动、噪声和隔振率为单目标优化可以有效的降低噪声的峰值，但对噪声的整体均值降低较小，当解耦率和固有频率的配置为单目标优化时有效的降低噪声的均值，但对噪声的整体峰值降低较小，单目标优化虽然能提升汽车某方面的性能，但对整车整体性能的提升不明显。

（3）以车内噪声为目标对悬置系统进行优化时，同时考虑系统固有频率的合理匹配、解耦率与悬置刚度的要求。

【相关文献】
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