林新有，郝耀東，何智成，李 亮

（湖南大學(xué) 汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國家重點(diǎn)試驗(yàn)室，長沙 410082）

基于動(dòng)力總成-整車耦合模型的動(dòng)力懸置系統(tǒng)振動(dòng)性能研究

林新有，郝耀東，何智成，李 亮

（湖南大學(xué) 汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國家重點(diǎn)試驗(yàn)室，長沙 410082）

傳統(tǒng)的懸置系統(tǒng)分析建立在剛性基礎(chǔ)的假設(shè)之上，忽略了動(dòng)力總成與車身、輪胎的耦合作用。建立了包括車身及車輪在內(nèi)的13自由度動(dòng)力總成-整車耦合模型，通過模態(tài)試驗(yàn)驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性。針對新的耦合系統(tǒng)模型提出了廣義解耦率概念，描述動(dòng)力總成和車身、車身和車輪之間的能量解耦，同時(shí)還提出了用來評價(jià)動(dòng)力懸置系統(tǒng)性能的怠速工況、啟停工況、路面激勵(lì)工況。采用新的模型及評價(jià)方法對某MPV車型的動(dòng)力懸置系統(tǒng)進(jìn)行分析，并采用NSGA-II多目標(biāo)遺傳算法對懸置剛度進(jìn)行優(yōu)化。實(shí)車試驗(yàn)結(jié)果顯示，優(yōu)化后的車內(nèi)乘員耳邊噪聲得到有效改善。

動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)；耦合模型；廣義解耦率；懸置系統(tǒng)評價(jià)；噪聲、振動(dòng)與聲振粗糙度

引用格式：

動(dòng)力總成系統(tǒng)懸置設(shè)計(jì)是車輛噪聲、振動(dòng)與聲振粗糙度（ Noise、Vibration、Harshness，NVH）性能研究必不可少的一部分。動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的主要作用是支撐、限位和隔振。從支撐、限位的角度出發(fā)，動(dòng)力總成的振動(dòng)幅度不能過大，避免影響動(dòng)力總成的使用壽命，懸置的橡膠剛度越大越好。然而從懸置的隔振角度出發(fā)，需要盡可能衰減發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞到車體上的振動(dòng)，提高整車舒適性，因此懸置的橡膠剛度越小越好，所以兩者是一個(gè)矛盾體，在懸置設(shè)計(jì)優(yōu)化過程中需二者兼顧。目前，在一般動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)優(yōu)化過程中，主要考慮的設(shè)計(jì)原則是系統(tǒng)的6自由度解耦或部分解耦，合理匹配懸置系統(tǒng)的固有頻率；懸置系統(tǒng)的振動(dòng)傳遞率或者支承處的反力最小。

針對動(dòng)力總成系統(tǒng)懸置的設(shè)計(jì)，國內(nèi)外學(xué)者進(jìn)行了大量的研究工作。1979年，美國通用汽車公司的 JOHNSON等在懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)中首次應(yīng)用了數(shù)學(xué)上的優(yōu)化技術(shù)，以懸置系統(tǒng)的固有頻率和模態(tài)解耦率為目標(biāo)函數(shù)，以懸置系統(tǒng)的剛度和安裝位置為設(shè)計(jì)變量進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，大大減小了各個(gè)自由度之間的振動(dòng)耦合度，并且固有頻率值在期望的范圍內(nèi)[1-2]。2001年，樊興華等[3]以整車人機(jī)系統(tǒng)為背景，提出了以人體垂向振動(dòng)加速度均方根的加權(quán)值最小和發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)能量解耦為綜合目標(biāo)函數(shù)的優(yōu)化模型。2006年，史文庫等[4]開發(fā)了用于動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)性能分析和優(yōu)化設(shè)計(jì)的軟件SMMOUNT，并利用該軟件進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，使懸置系統(tǒng)的隔振性能得到改善。

人體振動(dòng)感覺的頻率范圍集中在0～30 Hz，在此頻率范圍內(nèi)，懸架、懸架和車輪的剛度都起作用，忽略了動(dòng)力總成與車身、輪胎的耦合作用。傳統(tǒng)的動(dòng)力懸置系統(tǒng)低頻振動(dòng)分析均采用6自由度動(dòng)力學(xué)模型，將懸置直接連接在剛性地面上，沒有考慮懸架及輪胎剛度對動(dòng)力總成模態(tài)的影響。實(shí)際上，由于懸架及車輪垂向剛度較低，它們對動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)振動(dòng)尤其是z方向振動(dòng)的影響不可忽略。

本研究建立了包括車體及簧下質(zhì)量在內(nèi)的動(dòng)力總成-整車耦合系統(tǒng)模型，更為準(zhǔn)確地描述了動(dòng)力總成系統(tǒng)的低頻振動(dòng)，通過怠速工況、啟停工況和路面激勵(lì)工況來描述動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)在不同工況下的振動(dòng)性能。同時(shí)引入了廣義解耦率概念，將解耦率由單剛體系統(tǒng)推廣至多剛體系統(tǒng)，不僅考慮了傳統(tǒng)的6自由度模型的單個(gè)系統(tǒng)的能量解耦，還考慮了動(dòng)力總成和車身、車身和車輪之間的能量解耦。

1 動(dòng)力總成-整車耦合模型建立

考慮動(dòng)力總成和車體、車輪之間的耦合關(guān)系，建立動(dòng)力總成-整車耦合模型。新建立的動(dòng)力總成-整車耦合模型共包括13個(gè)自由度，考慮了動(dòng)力總成所有6個(gè)自由度，車體的z向、rx向和ry向3個(gè)自由度以及4個(gè)車輪的z向自由度。

圖1 13自由度懸置系統(tǒng)剛體模型

縱置發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力總成-整車13自由度懸置系統(tǒng)剛體模型如圖1所示。其中，G-xyz為整車坐標(biāo)系，原點(diǎn)o為整車質(zhì)心，x軸與汽車前進(jìn)方向相反，y軸指向汽車前進(jìn)方向右側(cè)，z向根據(jù)右手法則確定，指向上方。Gp-xyz為動(dòng)力總成坐標(biāo)系，原點(diǎn)o為動(dòng)力總成質(zhì)心處，x軸與曲軸方向重合，y軸指向垂直曲軸方向右側(cè)，z軸根據(jù)右手法則確定。Gb-xyz為車身坐標(biāo)系，原點(diǎn)o為車身質(zhì)心，其方向與整車坐標(biāo)系一致。Gwi-xyz為第i個(gè)車輪的坐標(biāo)系。動(dòng)力總成質(zhì)心、車身質(zhì)心和第i個(gè)車輪的位移分別用Xp、Xb和Xit表示，其中，

其參考坐標(biāo)系為G-xyz。

本研究中的懸置為橡膠懸置。根據(jù)橡膠懸置的特性，將其簡化為沿垂直于彈性主軸方向的彈性元件，分別表示為ui，vi和wi。懸置具有剛度和阻尼，橡膠懸置在低頻的阻尼滯后角變化不大。橡膠懸置的動(dòng)特性可以采用復(fù)剛度Ka或動(dòng)剛度Kd、滯后角θ表征。復(fù)剛度Ka的定義式為：

式中：k1和 k2分別為存儲(chǔ)剛度和損失剛度。動(dòng)剛度和滯后角的定義為：

分別建立動(dòng)力總成、車身及車輪的動(dòng)力學(xué)方程，并將它們耦合為動(dòng)力總成-車身-簧下質(zhì)量13自由度系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程，所有的動(dòng)力方程均在整車坐標(biāo)系下建立。懸置的上點(diǎn)為懸置與動(dòng)力總成的安裝中心點(diǎn)，懸置的下點(diǎn)為懸置與車身的安裝點(diǎn)。

第i個(gè)懸置的懸上點(diǎn)在局部坐標(biāo)中的位移與整車坐標(biāo)系中的位移之間的關(guān)系為：

式中：Ai為第i個(gè)懸置的3個(gè)彈性主軸在整車坐標(biāo)系中的方向余弦。

對于第i個(gè)懸置，其在局部坐標(biāo)下力與變形的關(guān)系為：

將力fi轉(zhuǎn)換成整車坐標(biāo)系下的力Fi，有：

第i個(gè)懸置作用于發(fā)動(dòng)機(jī)總成上的合力EFMi為：

其中，n個(gè)懸置點(diǎn)作用于動(dòng)力總成的合力為：

應(yīng)用牛頓第二定律，動(dòng)力總成系統(tǒng)的動(dòng)力方程為 ：

采用上述方法，建立車身系統(tǒng)與4個(gè)輪胎系統(tǒng)的動(dòng)力方程，可得：

式中：Mp、Mb和 Mwi分別代表動(dòng)力總成、車身以及4個(gè)車輪的質(zhì)量矩陣；RLP、RLb和RLwi分別代表橡膠懸置、懸架、輪胎對動(dòng)力總成、車身和4個(gè)車輪的合力；Fp、Fb和Fwi則分別表示作用在動(dòng)力總成、車身和4個(gè)車輪上的外力及外力矩。

聯(lián)立式（15）～（17），得到13自由度系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)方程為：

式（18）中的系統(tǒng)剛度矩陣K可以表示為：

整體質(zhì)量矩陣M表示為：

由于車身的位移只考慮z向、Rx向及Ry向，輪胎的位移只考慮z向，進(jìn)行邊界條件處理，即可得到動(dòng)力總成-整車13自由度耦合力學(xué)模型。

2 廣義解耦率

解耦率為動(dòng)力總成在某個(gè)固有頻率下振動(dòng)時(shí)，其能量在各個(gè)自由度方向的分布比例。通常，懸置系統(tǒng)的固有頻率在多個(gè)自由度方向上是耦合的，也就是說，一個(gè)方向受到激振就會(huì)產(chǎn)生耦合振動(dòng)，且振動(dòng)頻率帶很寬，增加了共振的機(jī)會(huì)。在本研究所建立的13自由度動(dòng)力總成-整車系統(tǒng)多剛體模型中，解耦率直接反映發(fā)動(dòng)機(jī)與車身之間的耦合程度，可直接計(jì)算各子系統(tǒng)之間的振動(dòng)傳遞情況，本文定義為廣義解耦率。

求解式（18）的特征值，即得到系統(tǒng)的模態(tài)，系統(tǒng)在各階主振動(dòng)時(shí)，其能量全部集中到13個(gè)方向，根據(jù)系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣和剛度矩陣，可以求出系統(tǒng)在做各階主振動(dòng)時(shí)各個(gè)方向振動(dòng)能量所占百分比，寫成矩陣形式，便得到系統(tǒng)能量分布矩陣。當(dāng)系統(tǒng)以第j階固有頻率振動(dòng)時(shí)，第k個(gè)廣義坐標(biāo)所占的能量百分比Dkj為：

式中：(φj為系統(tǒng)的第j主振型；(φj)k為(φj的第k個(gè)元素；mki為質(zhì)量矩陣第k行、第i列元素。

3 動(dòng)力懸置系統(tǒng)振動(dòng)性能分析

當(dāng)動(dòng)力總成系統(tǒng)受到外力和外力距F作用時(shí)，系統(tǒng)的振動(dòng)微分方程即為式（18）。

根據(jù)上文得到的n個(gè)特征值和相應(yīng)的n個(gè)主振型向量A(1)， A(2)， … A(n)。將各個(gè)主振型向量按照固有頻率的排列次序按列排成一個(gè)矩陣，組成主振型矩陣（主模態(tài)矩陣），即

由于主振型向量對質(zhì)量矩陣和剛度矩陣的正交性，以主振型矩陣作為變換矩陣對式（18）進(jìn)行坐標(biāo)變換，即令x= ΦQ，再在式兩邊左乘以 ΦT得到在模態(tài)坐標(biāo)下的微分方程：

方程完全解耦，如果忽略自由振動(dòng)，可以求得各個(gè)模態(tài)坐標(biāo)的通解為：

將求得的模態(tài)坐標(biāo)Q下的響應(yīng)再變換到物理坐標(biāo)x下，得到系統(tǒng)響應(yīng)為：

本研究將用以下3個(gè)工況下的振動(dòng)性能的優(yōu)化情況來評估懸置系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)，見表1。

表1 懸置振動(dòng)性能評估方法

3.1 怠速抖動(dòng)

怠速工況是發(fā)動(dòng)機(jī)常用工況，如果懸置系統(tǒng)隔振性能不好，駕駛員會(huì)感受到很明顯的抖動(dòng)，對乘坐舒適性有很大影響，所以對懸置系統(tǒng)的隔振性能分析很有必要。仿真中通過在發(fā)動(dòng)機(jī)質(zhì)心處加載沿曲軸轉(zhuǎn)動(dòng)方向的單位轉(zhuǎn)矩激勵(lì)，計(jì)算動(dòng)力總成懸置安裝點(diǎn)的支反力矩來評判懸置系統(tǒng)的傳遞率，根據(jù)對標(biāo)車型仿真模型計(jì)算結(jié)果，要求25 Hz時(shí)傳遞率低于目標(biāo)值0.12。其計(jì)算公式為：

式中：fi為懸置支反力向量：ri為懸置到動(dòng)力總成質(zhì)心的位置向量。圖2為左懸置振動(dòng)傳遞率，由圖可知左懸置z向傳遞率高于目標(biāo)值。

圖2 左懸置振動(dòng)傳遞率

3.2 啟停振動(dòng)

發(fā)動(dòng)機(jī)啟停時(shí)會(huì)產(chǎn)生急劇的力矩變化，所以與之相關(guān)的系統(tǒng)會(huì)產(chǎn)生噪聲與振動(dòng)，發(fā)動(dòng)機(jī)啟動(dòng)可以分成兩個(gè)階段，一為電動(dòng)機(jī)拖動(dòng)階段，在此階段所產(chǎn)生的振動(dòng)主要激勵(lì)源來自啟動(dòng)反作用力和氣缸內(nèi)的氣體壓力；二為初始點(diǎn)火階段，在這此階段內(nèi)，主要的激勵(lì)源則是迅速上升的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩。

發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)控制的途徑大致可以分為：削弱激振源、避免共振、減振和隔振。由于削弱激振源和避免共振需要從發(fā)動(dòng)機(jī)整體設(shè)計(jì)上進(jìn)行規(guī)劃，在本研究中，主要控制措施為振動(dòng)隔離，所以對發(fā)動(dòng)機(jī)懸置的優(yōu)化就顯得至關(guān)重要。啟停振動(dòng)是時(shí)域內(nèi)的瞬態(tài)振動(dòng)，在本研究中把它轉(zhuǎn)換為具有線性懸置剛度的發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)頻域內(nèi)的問題，所以對在發(fā)動(dòng)機(jī)質(zhì)心處加載的沿曲軸轉(zhuǎn)動(dòng)方向的單位轉(zhuǎn)矩的頻響分析很容易檢驗(yàn)發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)的隔振性能。根據(jù)對標(biāo)車型仿真模型計(jì)算結(jié)果，要求平動(dòng)加速度峰值低于0.07 m/s2，轉(zhuǎn)動(dòng)加速度峰值低于1 rad/s2，車身z向加速度低于0.01 m/s2，如圖3所示，動(dòng)力總成繞x向轉(zhuǎn)動(dòng)加速度和車身z向加速度峰值高于目標(biāo)值。

圖3 動(dòng)力總成質(zhì)心加速度

3.3 路面激勵(lì)振動(dòng)

路面激勵(lì)振動(dòng)是由路面不平引起的0.5～25 Hz內(nèi)的低頻振動(dòng)，是汽車振動(dòng)的基本輸入，與動(dòng)力總成垂直方向的模態(tài)和懸置阻尼相關(guān)，不同的行車速度和不同的路面情況不一樣。解決在隨機(jī)不平路面激勵(lì)下整車及零部件的振動(dòng)問題，是提高汽車行駛平順性、安全性及零部件可靠性的重要基礎(chǔ)。在仿真中，在前輪輪心加載z向單位位移激勵(lì)，觀察動(dòng)力總成質(zhì)心和車身追蹤點(diǎn)的垂向加速度來評估懸置系統(tǒng)的性能。根據(jù)對標(biāo)車型仿真模型計(jì)算結(jié)果，要求動(dòng)力總成z向加速度峰值低于0.01 m/s2，車身z向加速度低于0.005 m/s2，如圖4～5所示，動(dòng)力總成和車身z向加速度均高于目標(biāo)值。

圖4 車身z向加速度

圖5 動(dòng)力總成/車身z向加速度

4 計(jì)算實(shí)例

某MPV處于開發(fā)最后階段，發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)振動(dòng)比較嚴(yán)重，導(dǎo)致車內(nèi)發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲明顯。由于發(fā)動(dòng)機(jī)及各部件生產(chǎn)模具已定，不能再更改，現(xiàn)要求對發(fā)動(dòng)機(jī)懸置剛度進(jìn)行優(yōu)化以達(dá)到改善怠速時(shí)振動(dòng)明顯的問題，其各項(xiàng)參數(shù)見表2～5。

表2 動(dòng)力總成及車身慣性參數(shù) 單位：kg·m2

表3 發(fā)動(dòng)機(jī)懸置剛度參數(shù) 單位：N/m

表4 質(zhì)量參數(shù) 單位：kg

表5 懸架及輪胎剛度參數(shù) 單位：N/m

4.1 模型建立和對標(biāo)

根據(jù)上述參數(shù)，利用Matlab建立動(dòng)力總成-整車耦合模型并利用相同的數(shù)據(jù)建立傳統(tǒng)的6自由度系統(tǒng)模型，計(jì)算系統(tǒng)模態(tài)。由于試驗(yàn)無法測整車的模態(tài)，所以此處只測動(dòng)力總成的模態(tài)并與仿真的動(dòng)力總成模態(tài)對比，對比結(jié)果見表6。

由表6可知，試驗(yàn)結(jié)果與動(dòng)力總成-整車耦合模型仿真結(jié)果前六階模態(tài)更為接近，證明動(dòng)力總成-整車耦合模型更符合實(shí)際情況。

表6 模態(tài)對比表 單位：Hz

4.2 固有特性計(jì)算

解耦率模態(tài)計(jì)算結(jié)果見表7。

表7 動(dòng)力總成-整車耦合模型能量分布表

5 優(yōu)化和驗(yàn)證

能量解耦方法在實(shí)際設(shè)計(jì)中簡單方便，應(yīng)用廣泛，能有效地解決耦合振動(dòng)問題。但該方法存在自身的不足，解耦率指標(biāo)由懸置的各個(gè)方向剛度的比例關(guān)系確定，任何一組相同比例的懸置剛度值對應(yīng)的動(dòng)力總成系統(tǒng)具有相同的解耦率指標(biāo)，但具有不同的車內(nèi)振動(dòng)情況，而評價(jià)車輛NVH性能的好壞更多的是關(guān)注車輛駕乘人員的環(huán)境-駕駛室的振動(dòng)噪聲情況。因此，本研究利用NSGA-II[12]多目標(biāo)遺傳算法來優(yōu)化系統(tǒng)解耦率，然后利用提出的新方法評估系統(tǒng)振動(dòng)性能來確定最終方案。

5.1 懸置性能優(yōu)化

由于此車型已處于開發(fā)最后階段，發(fā)動(dòng)機(jī)與變速器型號已定，現(xiàn)以動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的9個(gè)剛度參數(shù)為優(yōu)化對象，應(yīng)用遺傳優(yōu)化算法，利用Isight結(jié)合Matlab數(shù)學(xué)模型進(jìn)行多目標(biāo)優(yōu)化，要求各向解耦率最大。得到優(yōu)化后的剛度參數(shù)見表8，優(yōu)化后的模態(tài)和能量分布見表9，可以看出優(yōu)化后動(dòng)力總成解耦率有明顯提高，其中z向由44.8%提高到71.3%，Ry和Rz向分別由約58%提高到72%，并且車身和動(dòng)力總成的耦合現(xiàn)象明顯下降。

表8 優(yōu)化前后懸置剛度參數(shù) 單位：N/m

表9 優(yōu)化后動(dòng)力總成-整車耦合模型能量分布表

5.2 優(yōu)化結(jié)果驗(yàn)證

對優(yōu)化后的動(dòng)力總成系統(tǒng)進(jìn)行振動(dòng)性能分析，結(jié)果如圖6～8所示。由圖6可知，優(yōu)化后左懸置z向傳遞率在25 Hz時(shí)低于目標(biāo)值0.12；由圖7可知，優(yōu)化后動(dòng)力總成轉(zhuǎn)動(dòng)加速度和車身z向加速度都低于目標(biāo)值；由圖8可知，優(yōu)化后動(dòng)力總成z向加速度低于目標(biāo)值，但是車身z向加速度變化不大，依然高于目標(biāo)值。綜上所述，認(rèn)為此優(yōu)化方案滿足要求。

圖6 怠速抖動(dòng)

圖7 啟停振動(dòng)時(shí)車內(nèi)座椅導(dǎo)軌處z向加速度

圖8 路面激勵(lì)振動(dòng)

5.3 實(shí)車試驗(yàn)

為了驗(yàn)證仿真的可行性，對原樣車和替換優(yōu)化后橡膠懸置的樣車分別安裝進(jìn)行噪聲試驗(yàn)，對怠速關(guān)空調(diào)及3擋全油門關(guān)空調(diào)兩種工況進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。

在怠速關(guān)空調(diào)工況下，優(yōu)化前后車內(nèi)噪聲測試頻譜分析圖如圖9所示。由圖可知，優(yōu)化后駕駛員耳邊噪聲有較大改善，怠速工況駕駛員右耳聲壓級幅值下降2.6 dB。

圖9 駕駛員耳朵處二階噪聲響應(yīng)

圖10 三擋全油門加速度工況駕駛員耳朵處二階噪聲響應(yīng)

在3擋全油門加速關(guān)空調(diào)工況下，優(yōu)化前后車內(nèi)噪聲測試頻譜分析圖如圖10所示。由圖可知，優(yōu)化后駕駛員耳邊噪聲和后排乘客耳旁噪聲都有改善，3擋全油門加速工況駕駛員右耳旁聲壓級幅值下降1.3 dB。

6 結(jié)論

（1）建立動(dòng)力總成-整車耦合模型，包括動(dòng)力總成、車體、簧下質(zhì)量在內(nèi)的13個(gè)自由度。考慮了動(dòng)力總成與車體之間的耦合作用，并克服了傳統(tǒng)6自由度模型剛性基礎(chǔ)假設(shè)的缺點(diǎn)。

（2）針對建立的動(dòng)力總成-整車耦合模型，提出廣義解耦率的概念，不僅反映了單剛體各個(gè)方向的振動(dòng)能量分布情況，還反映出各子系統(tǒng)之間的能量分配。

（3）提出針對不同工況的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)振動(dòng)性能評價(jià)方法，包括怠速、啟停及路面激勵(lì)三大工況，闡述了各個(gè)工況的作用、激勵(lì)形式及結(jié)果評價(jià)。

（4）針對某款MPV車型怠速噪聲大的問題，采用本文提出的建模及評價(jià)方法對該車型動(dòng)力懸置系統(tǒng)性能進(jìn)行分析，并采用NSGA-II算法對懸置剛度進(jìn)行優(yōu)化。根據(jù)怠速關(guān)空調(diào)及3擋全油門加速工況下的實(shí)車試驗(yàn)結(jié)果，發(fā)現(xiàn)優(yōu)化后怠速工況下駕駛員耳旁二階噪聲最大值分別降低2.6 dB和1.3 dB，怠速噪聲得到了改善。

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Research on Vibration Performance of Powertrain Mounting System Based on a Model Coupling the Powertrain and Vehicle

LIN Xinyou，HAO Yaodong，HE Zhicheng，LI Liang
（State Key Laboratory of Advanced Design and Manufacturing for Vehicle Body，Hunan University，Changsha 410082，China）

A traditional powertrain mounting model is constructed based on the rigidity assumption, which ignored the coupling effect between the body and wheels. This paper firstly built a 13 DOF rigid model for the powertrain mounting system including the body and wheels and the effectiveness of this model was further verified through modal tests. Secondly, the concept of generalized decoupling rate was established for this novel coupled system and was used to describe the effect of decoupled energy between the powertrain and body and between the body and wheels. Thirdly, three kinds of driving conditions including idling, key-off/on, and road excitation were applied to assess the performance of the powertrain mounting system. Finally,the proposed method was employed to analyze a MPV's powertrain mounting system, and by optimizing the mount stiffness through the multi-objective genetic algorithm (NSGA-II), the acoustic pressure response of the driver's ear is improved.

powertrain mount system；coupled model；generalized decoupling rate；mount system assessment；NVH

TB535

A

10.3969/j.issn.2095-1469.2017.05.07

2017-03-09 改稿日期：2017-04-10

湖南大學(xué)汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室自主研究課題（31175002）；重慶理工大學(xué)汽車零部件教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室2014年開放課題（2014KLMT04）；柳州市柳東新區(qū)科學(xué)技術(shù)研究與技術(shù)開發(fā)計(jì)劃項(xiàng)目（柳東科攻20130301）

林新有，郝耀東，何智成，等. 基于動(dòng)力總成-整車耦合模型的動(dòng)力懸置系統(tǒng)振動(dòng)性能研究 [J]. 汽車工程學(xué)報(bào)，2017，7(5)：357-367.

LIN Xinyou，HAO Yaodong，HE Zhicheng，et al. Research on Vibration Performance of Powertrain Mounting System Based on a Model Coupling the Powertrain and Vehicle [J]. Chinese Journal of Automotive Engineering，2017，7(5)：357-367. (in Chinese)

作者介紹

責(zé)任作者：林新有（1991-），男，江西贛州人。碩士研究生，主要研究方向?yàn)檎囌駝?dòng)噪聲控制。

Tel：15307829770

E-mail：xylin2014_hnu@126.com

郝耀東（1988-），男，河北邯鄲人。博士研究生，主要研究方向?yàn)檎嘚VH性能開發(fā)及底盤NVH、數(shù)值計(jì)算方法。

Tel：18607724120

E-mail：hao_yaodong@foxmail.com