汽车发动机悬置系统多目标优化的研究.doc

第 26卷第 6A 期 1996年 11月 　 东　南　大　学　学　报 JOU RNAL O F SOU TH EA ST UN I V ER S IT Y 　 V o l 126N o 16A N ov . 1996 　　　　　　 汽车发动机悬置系统多目标优化的研究 温任林　颜景平 (东南大学机械工程系 , 南京 210018 摘　要　 以整车为背景 , 提出以汽车驾驶室振动能量最小和发动机悬置能量解耦为综 合目标的多目标优化模型 , 对发动机悬置参数进行了优化 , 计算实例表明选择合适的发 动机悬置参数可以有效地降低汽车的振动 . 关键词　 发动机悬置系统 ; 振动控制 ; 优化设计 中图法分类号　 U 464. 123 汽车发动机工作中产生的不平衡力或力矩及路面不平度是引起汽车振动的主要激振源 , 选择合适的发动机支承的位置 、 角度和刚度参数 , 能有效地控制这两方面的干扰力对汽车整车 振动的影响 , 从而降低汽车振动和噪声 . 发动机悬置系统优化设计在国内外都受到了重视 , 提 出过多种优化方法 , 但它们大都是以发动机系统作为一个子系统单独予以考虑 , 忽略了它与整 车的联系 [1~4], 即使与整车联系起来考虑 , 也只考虑发动机引起的振动 , 而忽略了路面不平度 对汽车振动的影响 , 或只考虑路面不平度的激励而忽略发动机本身对整车振动的影响 [5~7], 实 际上 , 发动机既是激振源 , 同时也是受振体 , 它的振动对整车影响甚大 . 本文以整车为背景 , 提 出以汽车驾驶室振动相对能量 [8]和发动机悬置系统各阶振型解耦的多目标优化方法 , 并根据 该方法建立了优化数学模型 . 1　汽车驾驶室系统振动能量 汽车整车系统是由多个子系统组成的多自由度系统 , 根据汽车特点作如下假设 [7~9]:i 路面激励主要作用在竖直方向上 ; ii 悬架与轮胎刚度为位移的一次函数 , 悬架阻尼为速度的一次函数 , 轮胎阻尼忽略不计 ; iii 汽车是左右对称的 , 并在平衡位置附近作微幅振动 ; iv 车架的一阶弯曲和扭转刚度视为常数 , 变形量与其到汽车质心的距离成正比 . 将汽车 简化成 15个自由度的力学模型 [10]. 根据力学模型可写出它的运动方程 , 用矩阵可表示成 : 　　 M X +CX +K X =F (1 式中 , M 为系统质量矩阵 ; C 为系统阻尼矩阵 ; K 为系统刚度矩阵 ; F 为外激扰力 (路面不平度 Ξ收稿日期 :1996-01-16, 修改稿收到日期 :1996-05-21. 干扰力和发动机惯性力 列阵 ; X , X , X 分别为系统的位移 、 速度和加速度列阵 . 应用模态理论求解式 (1 的速度传递函数矩阵中第 (l , p 元素 : 　　 H lp (j Ξ =∑ n i =1k i [1-(Ξ Ξi 2 ]+2j Φi (Ξ Ξi (2 式中 , H lp (j Ξ 为系统 p 点输入 , l 点输出的速度传递函数 ; Υli Υp i 分别为系统第 i 阶 l , p 处的振 型 ; k i , Ξi , Φi 分别为第 i 阶模态刚度 、 角频率及阻尼比 . 考虑无阻尼自由振动情况 , 由式 (1 得式 (2 的振型方程 　　 M X +K X =0(3 相应式 (3 的广义特征值为 　　 K Υ=Ξ2M Υ (4 式中 , Ξ为系统的固有频率 ; Υ为系统的相应特征向量 (振型 . 根据速度传递函数的定义 , 可计算出汽车驾驶室的振动速度 :　　 V =H F ′ (5 式中 , V 为汽车驾驶室系统速度列阵 ; H 为速度传递函数矩阵 ; F ′ 为有效外激扰力列阵 ; 从而 得到驾驶室子系统的振动能量 : 　　 T =M J V 2 2 (6 式中 , M J 为驾驶室的质量 (转动惯量 矩阵 . 在不同运行工况和不同路面激励下 , 汽车驾驶室的振动能量就可根据式 (6 计算得到 . 2　 发动机悬置系统的能量解耦 当在主惯性轴坐标系中讨论发动机悬置系统时 , 该系统的质量矩阵可写成如下对角矩阵 的形式 : 　　 M F =diag (m , m , m , J x , J y , J z (7 式中 , m 为发动机系统质量 , J x , J y , J z 为发动机系统的转动惯量 . 发动机系统的刚度矩阵为 　　 K F = ∑ n i =1 E T i C T i D i C i E i (8 式中 , E i 为物理坐标与广义坐标的变换矩阵 : 　　 E i = 　 1 000z i -y i 　 0 1 -z i y i 　 　 001y i -x i 0C i 为支承三弹性主轴方向数 :C i =C si C u i C v i 　　 C si