[摘  要]論述了動(dòng)力總成位移控制設(shè)計(jì)的一般原理。以一微車動(dòng)力總成3點(diǎn)懸置系統(tǒng)為例，針對(duì)汽車的28種行駛工況，對(duì)動(dòng)力總成的質(zhì)心位移、懸置位移和支承點(diǎn)反力進(jìn)行了計(jì)算。文中論述的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)非線性剛度的設(shè)計(jì)思想和計(jì)算方法對(duì)汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)具有指導(dǎo)意義。

關(guān)鍵詞：:汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)，非線性剛度設(shè)計(jì)，位移控制

 [Abstract] Thegeneral principle for the design of motion control for powertrain mountingsystem is presented.Aiming at a specific driving mode of a mini van's enginewith 3- points mount,the displacements of center of gravity of powertrain andthe displacements and reaction forces at mounting point  of 28 load case are calculated. the powertrainmount systems of nonlinear stiffness design idea and calculate method hasguiding significance in auto powetrain mount system design.

keywords:Automotive powertrain mountings system Nonlinear stiffness  Motion control

前言

懸置系統(tǒng)的非線性設(shè)計(jì)是懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)的一個(gè)重要內(nèi)容，主要是基于以下兩點(diǎn)。(1)優(yōu)化設(shè)計(jì)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的6階固有頻率，以避免懸置系統(tǒng)與汽車的其它零部件系統(tǒng)(如車身、懸架系統(tǒng))共振;盡可能使懸置系統(tǒng)在6個(gè)方向的振動(dòng)互不耦合(解耦)，尤其是動(dòng)力總成在垂直方向的振動(dòng)和沿曲軸方向的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)應(yīng)和其它方向的振動(dòng)解耦[1一8]。(2)在汽車的各種行駛工況下(通用汽車公司規(guī)定為28種工況)，動(dòng)力總成的位移應(yīng)控制在合理的范圍之內(nèi)，避免與周邊零部件的干涉，防止因動(dòng)力總成位移過大與周圍零件干涉或影響汽車的操控等。合理的懸置系統(tǒng)非線性設(shè)計(jì)應(yīng)能在良好隔振和動(dòng)力總成位移控制兩方面取得平衡。

本文考慮了懸置在其3個(gè)彈性主軸方向力，位移特性的非線性關(guān)系，以某一微車襯套型懸置為例，說(shuō)明了懸置非線性剛度曲線的設(shè)計(jì)方法。

1 懸置系統(tǒng)的靜態(tài)特性及運(yùn)動(dòng)空間限制

進(jìn)行動(dòng)力總成的振動(dòng)控制設(shè)計(jì)時(shí)，將動(dòng)力總成視為剛體，由n個(gè)(n≥3)懸置支承在車架、副車架或車身上，懸置簡(jiǎn)化為沿3個(gè)垂直的彈性主軸方向(u、v和w方向)具有剛度和阻尼的元件(見圖1)

圖1 汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)

懸置在其3個(gè)彈性主軸方向上的力一位移曲線為非線性曲線，在GMW14116[9]中有具體的要求，如圖2所示。

圖2 懸置轉(zhuǎn)矩-轉(zhuǎn)角關(guān)系曲線

該曲線的設(shè)計(jì)應(yīng)考慮下列要求：

區(qū)域1：怠速時(shí)起到低頻隔振作用，此區(qū)間動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)主要受一穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)矩脈沖，子系統(tǒng)主要任務(wù)是隔振。

區(qū)域2：對(duì)節(jié)氣門全開時(shí)起到高頻隔振及控制。此時(shí)動(dòng)力總成懸置子系統(tǒng)主要受一穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)矩脈沖，子系統(tǒng)主要任務(wù)是隔振，次要任務(wù)是控制。

區(qū)域3：對(duì)極限工況的控制及負(fù)載的管理；此時(shí)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)主要受極限轉(zhuǎn)矩，控制動(dòng)力總成運(yùn)動(dòng)范圍變?yōu)橹饕蝿?wù)。

合理的懸置非線性剛度曲線應(yīng)能既保證懸置系統(tǒng)具有較好的隔振性能，同時(shí)又能在運(yùn)動(dòng)幅度較大的工況下抑制動(dòng)力總成的過量位移。

一般我們會(huì)給出動(dòng)力總成在六個(gè)自由度上的位移及轉(zhuǎn)角限制（見圖3），此數(shù)據(jù)由懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)工程師給出，對(duì)于本文實(shí)例車的動(dòng)力總成最大的位移和轉(zhuǎn)角要求（見表1）和動(dòng)力總成剛體目標(biāo)頻率（見表2）。

圖3 動(dòng)力總成在六個(gè)自由度上的位移及轉(zhuǎn)角

 表1 動(dòng)力總成運(yùn)動(dòng)空間限制

表2 動(dòng)力總成剛體目標(biāo)頻率

一般來(lái)說(shuō)，懸置系統(tǒng)非線性剛度設(shè)計(jì)需遵循以下原則：

1、每個(gè)懸置的限位剛度都不宜過大，防止出現(xiàn)高負(fù)載下異常噪聲及振動(dòng)問題。

2、盡量同時(shí)使兩個(gè)以上懸置參與限位，防止單個(gè)懸置限位時(shí)負(fù)載過大。

3、避免金屬與金屬之間的限位設(shè)計(jì)。

4、線性段：冷機(jī)怠速、暖機(jī)怠速、高擋（IV擋之上）WOT(全油門前進(jìn))。

5、過渡段：II、III擋WOT，側(cè)向約1g，縱向約1g，垂向上跳約1.5g或2g（除1g重力），垂向下跳約1g（除1g重力）。

6、硬限位：各個(gè)方向的極限工況，根據(jù)GMW14116中28載荷工況[9]可知,動(dòng)力總成前后運(yùn)動(dòng)的極限工況為11g,垂向?yàn)?g，側(cè)向?yàn)?g。

2 設(shè)計(jì)實(shí)例

在進(jìn)行動(dòng)力總成運(yùn)動(dòng)位移控制校核時(shí)，按通用汽車公司的規(guī)范GMW14116，其載荷工況有28種[9]。在各種工況下，均要將動(dòng)力總成的位移控制在指定的范圍內(nèi)，并且各懸置在彈性主軸方向的變形也應(yīng)滿足指定的工作段，因此，如何設(shè)計(jì)各懸置在3個(gè)方向的非線性剛度值及拐點(diǎn)的坐標(biāo)，計(jì)算工作量很大。目前我們的做法是先對(duì)懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化，獲取滿足解耦率要求及剛體模態(tài)要求(見表2)的線性段剛度后，再利用ADAMS動(dòng)力學(xué)仿真分析軟件建模，通過簡(jiǎn)單的仿真分析，獲得動(dòng)力總成在重力工況下的質(zhì)心位移、轉(zhuǎn)角，三個(gè)懸置的承載及位移數(shù)據(jù)，這些數(shù)據(jù)是進(jìn)行懸置元件非線性剛度設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)。

本文中所研究的微車采用三點(diǎn)懸置，如圖4所示：

圖4懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)圖

整車坐標(biāo)系為:X指向汽車的后方，Z向上，動(dòng)力總成的質(zhì)量為182kg，懸置彈性中心坐標(biāo)和動(dòng)力總成質(zhì)心坐標(biāo)都參考整車坐標(biāo)系確定。懸置設(shè)計(jì)所需參數(shù)見下表3、表4和表5：

表3動(dòng)力總成質(zhì)量及轉(zhuǎn)動(dòng)慣量

表4懸置彈性中心坐標(biāo)（參考整車坐標(biāo)系） 

表5動(dòng)力總成質(zhì)心坐標(biāo)（參考整車坐標(biāo)系）

2.1解耦優(yōu)化及動(dòng)靜剛度設(shè)計(jì)

本例中以各懸置的三個(gè)主軸剛度作為優(yōu)化對(duì)象，共9個(gè)變量。綜合考慮各種因素，把這9個(gè)剛度的取值范圍均限制在30N/mm～500N/mm。

以

六個(gè)自由度上的解耦率達(dá)到最大值為優(yōu)化目標(biāo)，并且優(yōu)先考慮向和向上的解耦率。通過用MATLAB編制的解耦率優(yōu)化程序，聯(lián)合Isight進(jìn)行計(jì)算，即可獲得針對(duì)這9個(gè)變量的解耦率優(yōu)化結(jié)果，如表6到表7所示（表6種動(dòng)靜剛度比取1.4）。

表6優(yōu)化后懸置主軸剛度（參考整車坐標(biāo)系）

表7優(yōu)化后系統(tǒng)固有頻率及能量解耦分布

根據(jù)表7的線性段剛度數(shù)據(jù)，利用ADAMS動(dòng)力學(xué)仿真分析軟件建模，通過簡(jiǎn)單的仿真分析，即可獲得動(dòng)力總成在重力工況下的質(zhì)心位移和轉(zhuǎn)角（表8）及三個(gè)懸置的承載及位移數(shù)據(jù)（表9），這些數(shù)據(jù)是進(jìn)行懸置元件線性段剛度設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)，也就是能確定圖2種的區(qū)域1段的曲線。2.2重力工況下動(dòng)力總成質(zhì)心位移和轉(zhuǎn)角及各懸置點(diǎn)承載和位移

表8重力工況下動(dòng)力總成質(zhì)心位移及轉(zhuǎn)角（參考整車坐標(biāo)系）

表9重力工況下各懸置承載及位移（參考整車坐標(biāo)系）

以左懸置u方向?yàn)槔?，該方向是整車的X向，主要承受整車的加減速工況，需計(jì)算如表10所示動(dòng)力總成前沖工況下的左懸置所受的力與位移，因?yàn)樵摲较驊抑檬芰κ菍?duì)稱的，因此只需計(jì)算動(dòng)力總成前沖工況，在11g的時(shí)候要進(jìn)行硬限位。表數(shù)據(jù)由ADAMS仿真獲得。2.3懸置限位剛度設(shè)計(jì)工況計(jì)算

表10 左懸置前沖工況載荷位移數(shù)據(jù)

表11 左懸置側(cè)傾工況載荷位移數(shù)據(jù)左懸置的v向相當(dāng)于整車的Y向，該方向要考慮與側(cè)向移動(dòng)相關(guān)的限位設(shè)計(jì)。一般要計(jì)算動(dòng)力總成在1g、2g、3g加速度時(shí)懸置點(diǎn)的力和位移。仿真所得載荷位移數(shù)據(jù)見表11。

表11 左懸置側(cè)傾工況載荷位移數(shù)據(jù)

左懸置的w向相當(dāng)于整車的Z向，承受發(fā)動(dòng)機(jī)縱向上下跳動(dòng)所產(chǎn)生的力和位移，要做好此方向的限位設(shè)計(jì)，需計(jì)算上跳1g~5g，下跳1g~5g時(shí)的力和位移。該方向還要考慮重力下的變形和位移，因此該方向的非線性曲線是不對(duì)稱的。見表12、13.

表12 左懸置動(dòng)力總成上跳工況載荷位移數(shù)據(jù)

表13 .左懸置動(dòng)力總成下跳工況載荷位移數(shù)據(jù)

2.4懸置非線性剛度設(shè)計(jì)

根據(jù)表10~表13中得到的數(shù)據(jù)，可以進(jìn)行懸置元件（見圖5）的非線性剛度設(shè)計(jì)了，這里仍然以左懸置為例。

圖5 左懸置橡膠元件結(jié)構(gòu)

對(duì)于左懸置的的u向，由表6知其線性段靜剛度為46N/mm，再由表10可得線性區(qū)域1段的位移為-8.558~+8.558，所受載荷為-393.7N~+393.7N,據(jù)已有的純膠懸置分析與測(cè)試經(jīng)驗(yàn)，區(qū)域2段長(zhǎng)度多為２～４mm，本例取2mm，此時(shí)軟限位的拐點(diǎn)取2g時(shí)的載荷1130N，根據(jù)k1×8.558+k2×2=1130N，可以算得K2=368.2N/mm,即為區(qū)域2段的剛度。對(duì)于硬限位距離的確定，根據(jù)表1中規(guī)定的發(fā)動(dòng)機(jī)在X向的運(yùn)動(dòng)限制為±15mm，所以在承受11g載荷時(shí)，必須對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行硬限位，在此例中該段取3mm，根據(jù)K1×8.558+K2×2+K3×3=6211N,可算的區(qū)域3段剛度K3為1693.7N/mm。由以上的計(jì)算得到左懸置u向各段剛度及拐點(diǎn)數(shù)據(jù)見表14。設(shè)計(jì)的非線性剛度曲線見圖6所示。

表14左懸置u向非線性設(shè)計(jì)各拐點(diǎn)力、位移及剛度數(shù)據(jù)

圖6 左懸置X向非線性剛度設(shè)計(jì)曲線

對(duì)于左懸置v，w向的非線性剛度設(shè)計(jì)計(jì)算與u向相同，這里就不再詳述，僅給出各拐點(diǎn)載荷、位移及剛度數(shù)據(jù)表和設(shè)計(jì)曲線，分別見表15、表16和圖7、圖8所示。

表15 左懸置v向非線性設(shè)計(jì)各拐點(diǎn)力、位移及剛度數(shù)據(jù)

圖7左懸置v向非線性剛度設(shè)計(jì)曲線

表16左懸置w向非線性設(shè)計(jì)各拐點(diǎn)力、位移及剛度數(shù)據(jù)

圖8左懸置w向非線性剛度設(shè)計(jì)曲線

右懸置及后懸置非線性剛度曲線的設(shè)計(jì)參照左懸置的方法進(jìn)行，在此不在詳細(xì)介紹。懸置非線性剛度曲線是進(jìn)行發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)動(dòng)位移校核及各懸置承載計(jì)算的基礎(chǔ)。而各懸置點(diǎn)的承載數(shù)據(jù)又是進(jìn)行懸置支架強(qiáng)度校核的前提，由此可見非線性剛度曲線設(shè)計(jì)的重要性。

3 結(jié)論

將動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)簡(jiǎn)化為在其3個(gè)彈性主軸方向的剛度，并考慮懸置在彈性主軸方向的力一位移關(guān)系為非線性關(guān)系時(shí)，介紹了懸置元件非線性剛度設(shè)計(jì)的方法。以一具有3點(diǎn)懸置的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)為例，給出了某微車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)在某種載荷工況下，動(dòng)力總成質(zhì)心位移、懸置在彈性主軸方向的位移和各個(gè)支承點(diǎn)的反力。計(jì)算結(jié)果表明，在懸置系統(tǒng)中，利用懸置在其3個(gè)彈性主軸方向的力一位移非線性特性，可以很好地控制動(dòng)力總成的運(yùn)動(dòng)，同時(shí)兼顧動(dòng)力總成隔振性能的要求。

參考文獻(xiàn)：

[1]徐石安，等.發(fā)動(dòng)機(jī)懸置設(shè)計(jì)計(jì)算的研究一自由振動(dòng)部分[J].二汽 科技 ，1980(6);25-53.

[2]徐石安，肖德炳，等.發(fā)動(dòng)機(jī)懸置的設(shè)計(jì)及其優(yōu)化[J].汽車工程 ，1988 ,10 (4):12-23.

[3]Cho S .Configurationand Sizing Design Optimization of PowertrainMounitng Systems.[J].InternationalJournal of Vehicle Design,2004,24(1):34-37.

[4]徐石安.汽車發(fā)動(dòng)機(jī)彈性支承隔振的解耦方法[J].汽車工程，1995,17(4):198-204.

[5上官文斌，蔣學(xué)峰.發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)[J]汽車工程 ,1992,14(2):103-110.

[6] Geck P E ,Patton R D.Front Wheel Drive Engine Mount Optimization [C ] .SAE Paper 840736.

[7]Johson S R, Subhedar JW. Computer Optimization of EngineMounting Systems[C ] .SAE Paper790974

[8] Swanson D A ,Wu H T,Ashrafiuon H .Optimization of AircraftEngine Suspension Systems[J].Jounral ofAircraft,1993，30(6 ): 979-984.

[9]Specification for 261Powertrain Mounts :Body- Frame-Integral Subsystems GMW14116 [S]. North AmericanEngineering Standards，December 2006.

[10]呂兆平.某大微客動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)研究[D].湖南大學(xué)工程碩士學(xué)位論文，2010.6