基于ADAMS的客车动力总成悬置系统优化设计

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。

表10 12自由度模型第7阶模态能量分布 %

可以看出，在车体质量和悬架刚度的影响下，动力总成的模态频率有变大和解耦特性有变差的趋势；12自由度悬置模型比6自由度悬置模型的仿真分析更全面，更能准确模拟动力总成的振动特性，能够体现出动力总成和车体的振动耦合关系。

3.3 隔振率分析

整车测试中，习惯采用隔振率来表征振动的隔离效果，计算公式如下:

=(1-)×100

(5)

式中：表示隔振率；表示悬置主动端某自由度的振动量均方根；表示悬置被动端该自由度的振动量均方根。

与此对应，12自由度模型(非刚性车体基础)由于打开了车体的自由度，可以对车体的位移、加速度进行测量，从而可以对悬置系统的隔振率进行仿真计算，而6自由度模型(刚性车体)无法计算车体的位移、加速度，因此不能进行悬置系统隔振率的仿真计算。

整车工况设定为怠速工况，不同于6自由度采用的频域仿真，这里采用时域对模型进行仿真，输入为发动机的怠速工况，分别得到悬置软垫主、被动端测量点的加速度响应曲线。

以软垫处的加速度响应曲线为例，图3和图4分别为自由端右悬置上部动力总成支座处没有经过悬置衰减的振动加速度(振动幅度较大)和下部车架处经过悬置衰减的振动加速度(振动幅度衰减非常大)。

图3 自由端右悬置主动端(动力总成支座处)加速度响应曲线

图4 自由端右悬置主动端(车架处)加速度响应曲线

依次算出各悬置的隔振率，其仿真值与试验值基本吻合，见表11，隔振率大多数在80%～90%之间，动力总成飞轮端的隔振误差较小，动力总成自由端的误差较大，经分析是因为发动机冷却风扇和空调压缩机对发动机产生的侧向拉力导致，在此不作讨论。

表11 隔振率仿真值与试验值对比表 %

4 结束语

可以看出，兼顾悬架和车体影响的12自由度动力总成悬置模型更加全面、准确。今后在动力总成悬置的设计开发中，可在该模型的基础上设定设计变量，以隔振率为优化目标，对动力总成悬置的刚度和安装角度进行优化；可以进一步开展动力总成悬置对整车悬架的影响研究，探索通过动力总成悬置系统的优化来提升整车平顺性的可能。