动力总成悬置系统振动分析与解耦优化

优化设计。 在调整刚度参数后，系统各方向的解耦程度都得到了极大提高，固有频率分配更趋合理，共振频带
的宽度减小了 20%，取得了明显效果。 研究结果表明，对悬置刚度进行优化能有效提高动力总成悬置系统主
要激励方向的模态解耦程度，改善系统的 NVH 性能。
关键词：汽车；动力总成；悬置系统；解耦优化
中 图 分 类 号 ：TH113.1
用于解耦设计的方法主要有扭矩轴理论和能 量解耦法。 扭矩轴理论主要用于动力总成前部纵 置后轮驱动式 （简称 FR 式） 汽车的悬置系统设 计； 由于目标车辆的动力总成是前部横置前轮驱 动（简称 FF 式）的悬置设计，故适合采用能量解耦 法分析。 能量解耦法是在得到悬置系统的 6 个固 有模态后，利用振型得到悬置系统的能量分布，根 据能量分布判断动力总成悬置系统是否解耦或其 解耦的程度， 然后通过修改悬置参数提高系统在 某些方向上的解耦率[6]。
的相关参数可以通过相应的测试和计算获得。 表
1 为动力总成系统的质量及转动惯量参数， 由试
验测得； 表 2 为各悬置件在静平衡位置的主轴刚
图 1 动力总成悬置系统模型
度，由试验测定；表 3 为悬置点的位置坐标，通过 数模读取。
表 1 动力总成参数
质 量 （kg） 214.8
质 心 位 置 （mm）
x
2010 年第 5 期 （总第 226 期）
农业装备与车辆工程 AGRICULTURAL EQUIPMENT & VEHICLE ENGINEERING
No．5 2010 （2T0o1ta0ll年y 2526月）
doi：10．3969 ／ j．issn．1673－3142．2010．05．002
动力总成悬置系统振动分析与解耦优化
x -168.1
右悬置 y
476.5
z 328.1
后上悬置
x
y
z
50.4 -135.0 -86.1
x 189.7
后下悬置 y
-135.0
z -86.1
注：此系统布置方式为左、右两点吊挂式悬置支撑动力总成，后悬置采用推拉杆组合悬置，质心位置靠前并偏向右悬置，左、 右悬置主要承受 Z 方向动力总成的重力，而后悬置主要承受发动机产生扭摆时 X 向的拉力（或推力）。
－8－
赵夕长 等： 动力总成悬置系统振动分析与解耦优化
2010 年 5 月
模态阶数 1 2 3 4 5 6
模态阶数
振
X
型
Y
Z
占
θX
优
θY
方
θZ
向
Total
表 4 原悬置系统 6 阶模态固有频率
振型占优方向
固 有 频 率 （Hz）
模态阻尼比
复模态实部
Y
4.98
0.061
- 0.303
Z
6.58
0.039
6 11.54 0.26 1.15 33.01 19.29 18.61 83.86
3 悬置系统优化设计
目前， 汽车动力总成悬置系统的设计方法是 通过优化计算，合理设计悬置的刚度、布置位置和 布置角度，使其具有较高的振动解耦程度，减小总 成与车架间传递的振动， 从而提高汽车的乘坐舒 适性[4]。 主要的考虑因素有总成刚体模态的解耦水 平和模态频率分布， 希望悬置系统在动力总成质 心坐标系下是完全解耦的， 即系统沿某一广义坐 标的激励只会引起系统一个模态的振动[5]。 这样， 汽车动力总成悬置系统优化设计的基本任务就是 在各种约束条件下解决动力总成的 6 个刚体振动 模态的运动耦合问题和频率配置问题。 3.1 悬置系统解耦方法的选择
采用动力总成坐标系，G 位于动力总成的质心处， 坐标为动力总成质心沿 X、Y、Z 轴平移的位移 X、
其三轴的方向规定和定坐标系相同， 该坐标系固
Y、Z 及绕 X、Y、Z 轴的转角 θX、θY、θZ，记为 Q，即 有 广义坐标位移矢量
Q=(X，Y，Z，θX，θY，θZ)T
(1)
1.2 建模原始数据
汽车动力总成悬置系统特性分析和优化所需
随着道路条件的改善和汽车设计的轻量化， 发动机成了汽车的最大激振源， 动力总成悬置系 统作为发动机和车身之间的隔振系统， 其性能优 劣直接影响到整车的 NVH 性能。 良好的动力总成 悬置系统,可以减小动力总成的振动向车体传递， 以及降低车内噪声，从而改善汽车的乘坐舒适性。 在动力总成悬置系统设计中， 要尽量保证悬置系 统具有较高的模态解耦程度， 固有频率配置在合 理的范围内， 避免接近整车的其它模态频率而产 生共振[1]。 因为多自由度振动中的耦合振动扩大了 引起共振的频率范围，增加了振动的响应方向，不 利于控制系统的振动， 所以发动机动力总成隔振
文 献 标 识 码 ：A
文 章 编 号 ：1673-3142(2010)05-0007-04
The Vibration Evaluating and Decoupling Optimization of a Powertrain Mounts System
ZHAO Xi－chang1， SHI Pei－cheng2 （1．Chery Automobile Co．Ltd，Wuhu 241009， China；2． Anhui Engineering University，Wuhu 241000， China） Abstract： The dynamics model of a vehicle powertrain mounting system was established， and its vibration isolation property was evaluated． The natural mode frequency and energy distribution percentage of the original mounting system was calculated， and the stiffness parameters of vehicle powertrain mounting system were optimized for vibration decoupling according to the analysis results and energy distribution matrix． After adjusting the stiffness parameters， obvious improvement was achieved， the decoupling degree has great enhancement， the natural frequency distribution tends towards more reasonable， and the resonance frequency band width was reduced 20％． The result shows that it can effectively enhance the mode decoupling of the powertrain mounting system in the main stimulating direction and improve the system NVH performance through carrying on mounting system stiffness optimization． Keywords： automobile； powertrain； mounts system； decoupling optimization
- 0.260
X
7.46
0.055
- 0.412
θZ
11.43
0.160
- 1.833
θY
15.04
0.073
- 1.029
θX
16.55
0.097
- 1.515
表 5 原悬置系统在各阶各方向的能量分布 (解耦)情况
1 7.10 87.05 0.13 0.00 0.08 5.40 99.76
2 24.97 4.39 57.14 0.49 12.03 0.04 99.05
xyz 采用整 车 坐 标 系 ，Go 位 于 整 车 在 静 止 状 态 的 弹性主轴坐标系 e-uvw(图 中 未 标 注)分 别 为 悬 置
质心处 ，z 轴 正 方 向 垂 直 向 上 ，x 轴 正 方 向 指 向 整 的三条弹性主轴方向， 弹性主轴坐标系亦为固定
车后方，y 轴根据右手定则确定。 动坐标系 G-xyz 坐标系，它和 Go-xyz 保持固定关系。 系统的广义
赵夕长 1，时培成 2
（1.奇瑞汽车有限公司乘用车工程研究院二院，安徽 芜湖 241009； 2.安徽工程大学机械与汽车学院，安徽 芜湖 241000）
摘要：建立了汽车动力总成悬置系统的动力学模型，对原悬置系统进行隔振特性分析，计算了各阶模态固有
频率和能量分配百分比， 根据分析结果和能量分布矩阵对某轿车动力总成悬置的刚度参数进行了振动解耦
收 稿 日 期 ：2010－03－25 资 助 基 金 ：安 徽 省 教 育 厅 自 然 基 金 项 目 （KJ2008B255） 作者简介：赵夕长（1978- ），男 ，工 程 师 ，研 究 方 向 ：汽 车 工 程及项目管理。
悬置的设计必须追求实现动力总成刚体振动模态 解耦的目标， 至少应实现动力总成在主要激振方 向 θy 方 向 和 z 方 向 与 其 它 自 由 度 方 向 上 的 模 态 完全解耦[2]。 本文以某轿车的动力总成悬置系统为 研究平台，建立动力学仿真模型，分析了系统的隔 振特性， 并基于系统振动解耦的能量指标建立了 优化数学模型，以悬置刚度值作为设计变量，根据 整车振动性能要求对优化过程加以约束， 针对四 缸发动机动力总成悬置系统进行了优化设计计算 分析。
3 54.33 5.82 35.08 0.13 0.51 3.55 99.44
4 0.01 1.53 3.70 0.00 38.26 41.81 85.30
5 0.72 1.10 4.75 24.30 32.01 19.84 82.71
复模态虚部 +/- 4.970 +/- 6.584 +/- 7.454 +/- 11.283 +/- 15.010 +/- 16.480
单 位 ：N/mm
右悬置 v
160.0 97.0
w 255.0 221.0
后上悬置
u
v
w
180.0 80.0 60.0
298.0 64.0 55.0
后下悬置
u
v
w
317.0 80.0 60.0
363.0 43.0 50.0
表百度文库3 各悬置点的位置
单 位 ：mm
x -184.9
左悬置 y
-483.0
z 310.8
1 悬置系统模型
1.1 悬置系统动力学方程 将动力总成和车架视为刚体， 将各个悬置元
件简化为三个相互垂直的线性弹簧粘性阻尼元 件， 这样动力总成悬置系统就可简化为空间六自
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2010 年第 5 期
农业装备与车辆工程
由度振动系统[1]，如图 1 所示。 图中定坐标系 Go- 结于动力总成上，和定坐标系保持平动关系。 悬置
在总成质心坐标系中， 悬置系统在作各阶主 振动时，其能量全部集中在六个方向，根据动力总 成的质量矩阵及振型矩阵， 可以求出动力总成在 作各阶主振动时的能量分布，写成矩阵形式，便得
2 悬置系统固有特性分析
根据各原始参数， 在 ADAMS/Vibration 软件 中建立如图 1 所示的动力学仿真模型并进行模态 分析， 可以得到原悬置系统的固有频率和能量分
图 2 原悬置系统各阶模态坐标值
布百分比，如表 4、表 5 所示，图 2 为各阶模态坐 标随频率的变化情况。
从表 4 可知， 系统的第一阶固有频率为 4.98Hz，有些偏低 ；共 振 频 率 范 围 （4.98~17.55）有 些过宽，频率配置不够合理，需要进行调整。 由表 5 可 见 ， 在 第 2、3 阶 模 态 中 X 与 Z 耦 合 程 度 较 高 ，在 第 4 阶 模 态 中 θY 与 θZ 耦 合 严 重 ，在 第 5、6 阶模态中 θX、θY 与 θZ 出现了 3 向耦合现象， 且在 第 6 阶模态中 X 向与其耦合也较严重。 图 2 用三 维瀑布图进一步明示了各阶模态之间的耦合情 况。 据此，需对该悬置系统模态频率进行解耦优 化配置。
y
z
-231.6
56.2
199.6
名称 方向 优化前 优化后
u 180.0 185.0
左悬置 v
85.0 63.0
w 240.0 320.0
u 160.0 178.0
转 动 惯 量 （kg·m^2）
IXX
IYY
IZZ
IXY
IXZ
IYZ
14.32
6.6
12.8
-1.42
-0.1
1.7
表 2 各悬置的刚度