柴油轿车动力总成悬置系统优化设计
1. 动力总成悬置系统的设计原则及流程?
动力总成悬置系统的主要作用为隔离动力总成振动向车身及车厢内部的传递，尤其是控制 发动机怠速工况下的低频抖动， 并隔离发动机的高速运转时引起的车室内部的高频噪声;支承发 动机的重量，控制动力总成的相对运动和位移，克服和平衡因最大扭矩输出或紧急制动产生的 反作用力和惯性力;避免与整车其他部件发生干涉，保证动力总成工作安全可靠等。悬置系统完 整的设计方案如图 1 所示。动力总成悬置系统在设计上受到了许多约束条件的限制和制约，在 设计时应结合具体实际情况。综合考虑，既要满足自身的性能和功能要求，也要满足整车性能 对动力总成悬置系统设计提出的要求。
图 1 悬置系统设计流程图
1.1 设计原则 如上图所示的悬置系统的设计的流程图可知，一般设计动力总成悬置系统必须从以下几个 方面考虑。 1）系统解耦
在动力总成悬置系统设计中， 我们希望动力总成悬置系统在动力总成参考坐标系下是完全 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。通常发动机悬置系统的 六个自由度的振动是耦合的，沿悬置系统广义坐标的任意一个激励都将激起系统的多个模态， 这样导致发动机的振幅加大，振动频带过宽，要达到较好的隔振效果，则需使用更软的悬置元 件，但这会导致动力总成有较大的位移，且易与周围零件发生干涉，还会降低悬置元件的使用 寿命，因此在设计时将悬置的空间位置尽量按解耦布置。 2） 固有频率合理匹配 从单自由度振动理论知，若激振频率在系统固有频率附近，系统振动振幅将明显增大，这 时增大阻尼将明显降低振幅，当激振频率大于系统固有频率的 2 倍之后，系统振动传递率将 小于 1，能起到隔振的效果，因此各个方向的固有频率应在此方向激振频率的 0.707 倍以下。 从整车的角度来考虑，整车各子系统间的动力特性须合理匹配。动力总成悬置系统的固有频率 应避开整车其它子系统相应方向的固有频率以免发生共振。为了保证悬置的使用寿命，还需要 系统的最低模态频率应大于 5Hz。 3）振动传递率和支承处动反力最小 悬置系统应该尽量降低振动传递率的大小，这样才能彻底或最大限度地隔离发动机的振 动。在发动机的整个工作频率区内，都应将振动传递率保持在一个很低的水平。因为振动传递 率的大小反映了整个系统的隔振水平。考虑到作用在悬置的力与悬置元件的使用寿命有关，因 此，还应减少悬置处动反力的大小。 除此之外，在设计动力总成悬置系统时还得考虑发动机的运动空间、车架结构、最小离地 间隙等因素。 1.2 设计流程 一般的悬置设计包括以下过程：
1)确定动力总成的总质量，包括内部注满的机油和冷却液； 2)确定动力总成的质心位置； 3)确定动力总成主惯性轴的位置； 4)测出或估算出动力总成绕三个主惯性轴的转动惯量； 5)设定动力总成前、后悬置支承点的数目，布置形式，各支承点离质心和主惯性轴的位置及 相应的几何尺寸，并结合解耦原理作必要的分析计算; 6)分别计算前、后悬置支承点上承受的静态负荷; 7)计算发动机机体后端面与飞轮壳接合面上的静态弯矩， 该弯矩值必须在发动机制造商规定 的范围内；否则，应调整前、后悬置支承点的位置或增加尾部辅助支承点，使该处的弯矩值控 制在限值内; 8)计算发动机、 变速器总成在悬置软垫上可能引起的最大转矩反作用力。 可用两种计算标准， 一是发动机输出最大转矩时，另一是发动机在额定功率点时(包括最大变速比)。然后根据软垫 制造商提供的软垫“负荷——变形”曲线，核对所选样的软垫是否能承受这一作用力及软垫的 最大变形量是否在合理的范围内; 9)按实际应用情况，确定动态负荷冲击加速度的数值; 10)设计悬置支架，按动态负荷计算进行强度校核。若发动机制造商没有提出机体后端面 与飞轮壳接合部位的静态弯矩限值，则应按动态负荷计算该部位的弯矩和工作应力，保证该薄 弱环节安全可靠; 11)选择合适的悬置软垫，应能承受上述动态负荷，并满足隔振要求，确定软垫的刚度; 12)根据所选择的软垫的压缩和剪切刚度及系统布置形式，分别计算前、后悬置的垂直综 合刚度，侧向综合刚度和扭转综合刚度及相应的固有频率（如果是平置式布置，则系统的垂直 方向固有频率和隔振效率可从软垫制造商提供的坐标图上根据静态变形量确定）;
13)确定发功机的外激振频率; 14)通过软垫制造商提供的坐标图，按照软垫的静态压缩量以及外激振额率，确定悬置系 统的隔振效率; 15)检查悬置系统是否具备克服其他外力和惯性力的能力，必要时应设置限位装置; 16)选择能满足工作环境条件的需要的悬置软垫的材料; 17)校核悬置系统的结构布置能否适应整车提供的空间，确保不与周围零部件发生干涉; 18)试验、检验、调整。
2. 动力总成悬置系统优化设计
2.1 项目介绍 先进柴油轿车开发项目，轿车使用广西玉林柴油机厂生产的 1.8L 型号为 YC4W110-40 的 直列四缸水冷四冲程柴油机，发动机与车架之间通过悬置支承连接。由于是由汽油机改为柴油 机，质量和转动惯量发生了改变，针对悬置而言，在不改变其安装位置和安装角度的情况下， 原始悬置系统导致该轿车振动过大，影响舒适性，同时易造成发动机与其它机械构件发生较大 运动干涉而失效，为改善乘坐舒适性，有必要对悬置系统进行重新匹配优化设计。 2.2 动力总成悬置系统的频率布置 悬置系统除了起到支撑和限位的作用之外，另外一个重要的作用就是隔离发动机的激励， 减少发动机对车体的激振， 避免车身的强烈振动， 减小由于车身的共振引起的车内噪声等问题。 为避免激振频率与固有频率接近产生共振,动力总成悬置系统的频率分布应该考虑避开发动机 在运行过程中的主要激振频率及车体本身的固有频率。 发动机在运行过程中主要激励力包括以下一些来源： 1)曲轴在运转过程中由于不平衡引起的离心力和力矩； 2)曲轴在运转过成中由于往复作用力产生的往复惯性力和力矩；
3)燃烧过程中气缸爆发压力产生的简谐扭矩； 4)燃烧不均衡产生的附加力和力矩； 5)发动机缸体的整体振动产生的力矩输出； 6)来自路面和车辆运行过程中的主要激励，包括路面不平产生的激励力和汽车在加减速转 弯刹车过程中产生的离心力等； 本项目车辆搭载的发动机为四缸四冲程的柴油发动机，主要的激励是往复惯性力和力矩， 以及转矩波动。往复惯性力的激励频率为发动机转速的整数倍，转矩波动的主要频率为 2，4， 6，8 阶。此柴油的怠速转速大约为 750r/min, 故有相对应的主要激振频率大于 25Hz。由路 面造成的激励力通过悬架系统的滤波作用之后传递到车身的频率一般低于 5Hz。由此确定悬置 系统频率的分布范围为 5-25Hz。根据发动机动力总成局部坐标系图 2，控制各向频率范围如 下：
图 2 发动机动力总成局部坐标系
1）发动机垂向振动固有频率: 发动机二阶激励力和路面激励的方向接近于 z 向，因此垂向 的固有频率应低于 25Hz 的 0.707 倍，并要避开前轮跳动的频率 15Hz。因此垂向的固有频率 要的范围为：8-10.75Hz 2）发动机绕曲轴转动固有频率：因发动机干扰力矩的方向接近于这个方向，一般的，这 个频率应该低于发动机怠速下的激励频率的 0.707 倍，同时应该高于整车的俯仰的固有频率
（2Hz 左右） ，同时考虑悬置系统不能太软，故定义频率范围为：5-15Hz 3）发动机绕 Y 轴扭转固有频率：考虑到不要引起怠速转速下的激振力共振，同时避开车 身的扭转固有频率（40Hz 左右） ，所以绕 Y 轴的频率范围为：10-17Hz 4）发动机横向振动固有频率：需要考虑发动机在极限工况下的发动机动力总成不发生过 大的移动， 且有限制加速或制动时前后窜动量的作用， 避免发动机风扇与发动机其他部件碰撞， 也应满足低于发动机怠速下的激励频率的 0.707 倍，所以一般范围在 5-10Hz。 5）发动机纵向振动固有频率：车辆直线行驶时，这个方向的激励不大，主要考虑在转向 工况下这个方向的位移不致于太大，所以一般范围在 5-17Hz。 6）发动机绕 Z 轴转动的固有频率：由于整车方向盘的转角激励是低速的，只要避开这个 转向振动频率即可，一般范围在 5-17Hz。 根据上述分析动力总成系统的固有频率分布见表 1：
表 1 动力总成系统的固有频率分布表 频率大小 （Hz） 4 5 6 7 8 自 由 度 x y z thetax theta y thetaz 9 1 0 1 1 1 2 1 3 1 4 1 5 1 6 1 7 1 8 1 9 2 0
一般地，实际在整车布置的过程中，特别是前置发动机，还有很过限制因素，所以，在实 际的优化过程中，应该根据具体情况，具体分析。不断反复调整进行优化，以达到最优的结果。 2.3 优化设计 针对悬置优化设计这部分，在悬置布置情况（安装位置和安装角度）确定的条件下，应用 ADAMS 以悬置的刚度为设计变量，兼顾系统固有频率的合理匹配，基于能量解耦进行多目标 的参数优化设计，最后用悬置的变形位移响应来评价系统性能，尽量减少由发动机工作所引起
的车辆振动，最大化的改进车辆的乘坐舒适性。 悬置系统优化设计假设和简化： 1)假设系统为微幅振动； 2)解耦优化的目的是合理布置系统固有频率并使各振动模态间尽量解耦，不设计动态响应 的计算，所以不考虑系统的阻尼； 3)不考虑发动机在工作过程中质量特性的变化； 4)橡胶悬置和液压悬置均可看作三维空间的粘性弹簧，具有平动刚度和扭转刚度，但各悬 置间的距离远远大于悬置本省的尺寸，扭簧的作用不明显，故可忽略扭转刚度，同时认为各平 动间不存在耦合，因而悬置可简化为具有三个正交弹性主轴的空间弹簧零件； 5)各悬置部件因质量较小弹性较大，忽略悬置的质量和惯量，同时忽略温度对悬置弹性参 数的影响； 6)动力总成的结构频率远远大于发动机和地面的激励频率， 所以把动力总成看作一个刚体。 3.3.1 动力总成悬置系统动力学模型的建立 本项目的悬置优化设计工作首先要求建立动力总成动力学模型，然后在此模型的基础上进 行仿真分析和优化设计。 首先，使用 UGNX4.0 软件建立简化的动力总成的三维模型，精确建立 3 个发动机安装支 架，要注意 3 个支架的前后上下的定位坐标，以及定位角度（如图 3） ，定位坐标和定位角度可 以对数模或实体模型进行测量获取。
图 3 利用 Ugnx4.0 建立动力总成三位模型
其次，导入到 ADAMS，根据发动机动力总成局部坐标系（图 2） 、质心位置坐标（表 2） 、 悬置安装位置， 调整模型的坐标系与发动机动力总成的坐标系重合， 并调整局部坐标与 ADAMS 的全局坐标一致(如图 4)。
图 4 动力总成 ADAMS 模型
最后， 将发动机动力总成作为刚体， 根据通过试验方法测量获得的总成质量和转动惯量 （表 2），赋予动力总成ADAMS模型质量和转动惯量，并将单个悬置等效为3个正交的粘性弹簧固 定于发动机动力总成与车架安装脚架之间，建立模型如图5。
表2 动力总成测量参数
参数
测试结果 (107.99mm,-6.76mm,67.84
OC
mm）
MC Jxx
241kg 6.575548kg·m2
Jyy Jzz Jxy Jyz Jzx?
15.694183kg·m2 14.511753kg·m2 2.197136kg·m2 0.237500kg·m2 2.728513kg·m2
图 5 动力总成悬置系统 ADAMS 分析模型 3.3.2 悬置系统仿真优化设计 进行悬置系统的仿真优化设计涉及到时域和频域两种方法。时域法即在重力和怠速曲轴倾 倒力矩的作用下，使用 ADAMS/View 软件对系统进行性能仿真，得到悬置各向的受力随时间 变化的曲线图和动力总成质心在各向的位移情况。根据实际和每个悬置主方向的最大受力确定 悬置的初始刚度，并假设所有悬置都为橡胶元件，根据剪压刚度比确定另外两个方向的初始刚 度。当优化设计完成后，再在时域内针对其他工况对悬置的变形位移响应来评价系统的限位情 况，以及质心在各向的加速度情况。 频域仿真即联合使用 ADAMS/View 和 ADAMS/Vibration 软件对系统进行仿真， 对系统 进行振动模态分析可以得到悬置的模态、频率分布以及能量分布，然后结合 ADAMS/Insight
进行试验设计优化悬置刚度，优化设计完成后还需要检查悬置的模态、频率分布以及能量分布 是否合理。在实际的优化过程中，需要反复进行才能达到较优的效果。 1）悬置初始刚度确定 根据频率计算公式及查询发动机外特性图，获得激振频率和倾倒力矩大小，由于给定的发 动机外特性图的数据不完整，通过线性估计在怠速 750r/min 下曲轴的倾倒力矩为 100N.m。 使用 ADAMS/view 使用周期性的正弦载荷作用，其函数为：100000.0*sin(25*2*pi*time), 作用于质心绕 x 轴，在重力共同作用下，测得动力总成质心的位移和悬置各向的受力，如图 6、 7、8、9。
图 6 怠速工况悬置预压缩质心的位移
图 7 怠速工况悬置预压缩 z 向受力
图 8 怠速工况悬置预压缩 y 向受力
图 9 怠速工况悬置预压缩 z 向受力 根据悬置的实际安装和每个悬置主方向的最大受力以及参考有关资料给定初始刚度如表
3。
表 3 动力总成悬置系统各向初始刚度 左悬置 右悬置 后悬置 1（z 向） 2（x 向） 3（y 向） 4（z 向） 5（x 向） 6（y 向） 7（z 向） 8（x 向） 9（y 向） 460N/mm 180N/mm 180N/mm 350N/mm 140N/mm 140N/mm 170N/mm 170N/mm 450N/mm
2）悬置刚度优化 针对初始刚度，对动力总成悬置系统在 ADAMS/Vibration 模块进行振动模态分析，得到 悬置系统的六个振型、模态频率分布和各频率下的能量分布。
图 10 一阶振型（绕 x 的转动） 图 11 二阶振型（沿 x 的平动）
图 12 三阶振型（沿 y 的平动） 图 13 四阶振型（沿 z 的平动）
图 14 五阶振型（绕 z 的转动） 图 15 六阶振型（绕 y 的转动）
图 16 悬置系统优化前模态频率分布 表 4 悬置系统优化前各阶频率下能量分布表 Mode Number 1 Mode Frequency 5.257207 0.04 10.6 2 2 7.032689 96.5 6 3 9.333762 0.00 74.8 9 4 10.06456 0.09 4.57 88.9 4 5 10.23737 1.43 1.77 0.68 0.12 0.02 94.0 1 6 16.24512 0.39 0.11 1.39 9.84 73.0 1.35 11.5 2.03 0.31 0.02 1.89 0.05 4.37 1.07 0.00 0.90 0.02 0.00 5.56 8.75 1.27 4.50 1.44 3.51 0.08 0.04 0.08 0.62 73.0 8 0.33 0.56 1.78 0.18 0.43 0.03 1.17 2.65 4.00 7.77 0.06 X Y Z RXX RYY RZZ RXY RXZ RYZ
0
9
从频率分布图可以看出，最低和最高阶频率符合要求，但是一三六阶解耦不高，特别是绕 X 轴的扭转与 Y 方向的平移振动耦合比较大，而且四五阶固有频率隔离范围太窄，故需要对悬 置系统刚度进行优化。 根据能量法解耦， 设置悬置的各向刚度为设计变量， 以主要振动方向解耦度的提高为目标， 加以模态频率约束，利用 ADAMS/Insight 模块进行试验设计，找出影响解耦的敏感性因数，然 后进行优化。通过反复的验证和调整，得出了优化后的悬置刚度结果。优化界面和优化后结果 如下：
图 17 悬置刚度优化界面 表 4 动力总成悬置系统优化后各向刚度 左悬置 右悬置 后悬置 1（z 向） 2（x 向） 3（y 向） 4（z 向） 5（x 向） 6（y 向） 7（z 向） 8（x 向） 9（y 向） 420N/mm 210N/mm 210N/mm 450N/mm 100N/mm 115N/mm 130N/mm 240N/mm 550N/mm
图 18 悬置系统优化后模态频率分布 表 5 悬置系统优化后各阶频率下能量分布表 Mode Number 1 Mode Frequency 5.154695 0.00 6.02 0.02 82.8 0 2 7.430076 95.6 0 3 9.763891 0.49 87.8 1 4 10.25055 0.00 0.01 99.7 1 5 10.74463 2.18 4.41 0.1 3.17 0.56 79.9 0 6 16.25947 0.30 0.11 0.01 9.32 74.4 3 1.79 11.4 0 2.28 0.36 0.57 8.89 0.21 0.03 0.02 0.18 0.01 0.04 0.00 0.07 4.38 0.21 4.21 0.41 2.40 0.03 0.07 0.00 0.11 0.30 3.48 0.08 0.34 0.03 0.76 1.26 3.42 5.69 0.03 X Y Z RXX RYY RZZ RXY RXZ RYZ
优化后动力总成的 y、z 平移振动和绕 x 扭转振动的能量解耦度有较大提高，特别是绕 x 扭转振动的提高程度最大，提高幅度达 36.43%。虽然在优化后绕 z 轴扭转的解耦度有所降低， 这是由于悬置的安装位置和角度都已经固定所致，但是影响车辆舒适性最主要的 z 向和绕 x 的 振动解耦度都达到了理想的效果，而且四五六阶固有频率的间隔也较优化前有所改善。 2）优化后仿真验证 在时域内，针对额定转速工况（n=4000r/min）和最大扭矩工况（n=2600r/min）对悬 置的变形位移响应来评价系统的限位情况，以及质心在各向的加速度情况，同时也可以从悬置 受力图趋势看到各向的能量解耦度是否理想。
两种工况下，激振频率和倾倒力矩的大小同样根据频率计算公式及查询发动机外特性图来 获得。
图 19 发动机外特性图
使用 ADAMS/view 周期性的正弦载荷作用，其函数分别为： 额定转速：185300.0*sin(134*2*pi*time) 最大扭矩：226800.0*sin(87*2*pi*time) 同样作用于质心绕 x 轴，在两种工况与重力的共同作用下，测得动力总成质心的位移、 加速度、绕曲轴的 x 向的角加速度和悬置各向的受力情况如下列图。
图 20 额定转速工况动力总成质心各向位移
图 21 额定转速工况动力总成质心各向加速度
图 22 额定转速工况动力总成质心绕曲轴扭转角加速度
图 23 额定转速工况动力总成悬置 z 向变形响应
图 24 额定转速工况动力总成悬置 x 向变形响应
图 25 额定转速工况动力总成悬置 y 向变形响应
图 26 额定转速工况动力总成悬置 z 向受力
图 27 额定转速工况动力总成悬置 x 向受力
图 28 额定转速工况动力总成悬置 y 向受力
由于两种工况下曲轴受到的扭转倾倒力矩相差不是很大，而且相对于重力对总成的影响它 们显得非常小，所以两种工况下的仿真验证结果变化不明显，故在此略去最大扭矩工况下的仿 真结果图。
从图20质心各向位移图和图23、24、25悬置各向变形响应图可以看出优化后的悬置系统对动力 总成的限位作用非常理想，达到稳定后的最大变形的 z 向位移也只有大约2.4mm；从图21、22 可以看出优化后达到稳定状态的动力总成质心的加速度和绕曲轴的角加速度接近于0，表示悬 置系统起到了很到的隔振效果；从26、27、28悬置各向受力图可以看到优化后达到稳定状态的 动力总成悬置除了 z 向由于重力作用受力较大外其他各向受力都比较小，对发动机的激励起到 了很好的减振效果，同时从各向的受力变化趋势可以得出悬置的解耦效果也较理想。
3 结论?
运用多体动力学软件 ADAMS 对先进柴油轿车动力总成悬置系统的优化设计， 建立了悬置 系统的动力学模型，在频域内基于能量解耦对悬置的刚度进行了优化，并在时域里对优化结果
进行了仿真验证，达到了理想的设计结果。 由于阻尼的主要作用是降低共振峰值，所以在优化设计过程中没有考虑阻尼，但在优化的 过程中给定的阻尼是 0.24 newton-sec/mm，满足了阻尼比大于 2 的要求，如果想让响应尽 快的衰减，可以适当的增加阻尼。 动力总成悬置系统的设计是一项非常复杂的过程，它涉及到的因数很多，同时又受到一些 因数的制约，所以需要反复的验证，最终还得从整车的 NVH 进行评价，反复试验和调整才能 达到理想的效果。
4 附录 针对后悬置由于安装的原因，接近发动机端的支架能够绕 z 旋转，不能使其 x 向的刚度过
大，最好控制在 70-80N/mm 左右，故将固定在 80N/mm，在原优化结果上进一步深度优化，深度
优化后的悬置刚度结果如下。 表 6 动力总成悬置系统深度优化后各向刚度 左悬置 右悬置 后悬置 1（z 向） 2（x 向） 3（y 向） 4（z 向） 5（x 向） 6（y 向） 7（z 向） 8（x 向） 9（y 向） 450N/mm 180N/mm 240N/mm 430N/mm 150N/mm 130N/mm 140N/mm 80N/mm 520N/mm
图 29 悬置系统深度优化后模态频率分布 表 7 悬置系统深度优化后各阶频率下能量分布表
Mode Number 1
Mode Frequency 5.30147
X
Y
Z
RXX
RYY
RZZ
RXY
RXZ
RYZ
0.91
7.02
0.15
80.1 6
1.02
1.23
3.92
5.52
0.04
2
6.46313
97.5 9
0.20
0.00
1.35
0.28
0.10
0.26
0.21
0.01
3
9.61209
0.05
76.3 6
0.05
3.54
0.20
15.2 8
0.37
4.10
0.06
4
10.3237
0.01
0.05
98.5 0
0.20
0.40
0.54
0.12
0.18
0.01
5
11.3221
0.00
12.2 5
0.53
4.71
0.43
71.0 8
0.62
10.2 0
0.12
6
16.5608
0.28
0.13
0.26
9.67
73.8 6
1.66
11.5 7
2.23
0.35
优化后的解耦度较之原优化结果差，主要是由于悬置的安装位置和角度固定不变以及后悬 置 x 向刚度固定而且很小的缘故，但影响车辆舒适性的主要振动方向 z 和绕 x 的振动解耦还是 可以接受。 对深度优化后的仿真验证结果如下，说明跟前面类似。
图 30 深度优化后质心 z 向位移
图 31 深度优化后质心 x 向位移
图 32 深度优后质心 y 向位移
图 33 深度优后绕 x 角加速度
图 34 深度优后 z 向变形响应
图 35 深度优后 x 向变形响应