一种动力总成载荷识别方法

技术领域

本发明涉及汽车技术领域，特别是一种动力总成载荷识别方法。

背景技术

汽车上动力总成为车内振动噪声主要激励源，为获得更好的整车NVH性能，须在其与车身/架之间施加隔振元件，即悬置。隔振元件须根据动力总成在各工况下的载荷，即激励力动静态特性设计。因此各工况下动力总成载荷识别是悬置设计的基础。

现有技术中，对于动力总车载荷识别，普遍采用三分力传感器进行测试。

现有技术中的主要缺陷在于，

①需要制作专用夹具，测试成本高、周期长。

②测试须将原结构悬置支架替换为专用夹具，与实际边界调校存在差异，因此载荷识别不准确。

③需在实车上进行测试，无法在设计阶段实现。

发明内容

本发明的目的是提供一种动力总成载荷识别方法，以解决现有技术中的不足，它能够将在设计阶段对总成载荷进行识别，以便于作为悬置输入进行NVH性能调校，有利于缩短整车的开发周期。

本发明提供了一种动力总成载荷识别方法，其中，包括以下步骤，

S1，创建发动机刚体模型；

S2，创建动力传动扭振系统模型；

S3，创建底盘模型和内饰车身模型；

S4，根据发动机刚体模型、动力传递扭振系统模型、底盘模型和内饰车身模型构建整车模型；

S5，对整车模型设置参数；

S6，输入缸压参数，并计算发动机惯性力、惯性力矩和气体力矩；

S7，根据发动机惯性力、惯性力矩和气体力矩，计算出不同阶次的激励力和激励力矩，并根据该激励力和激励力矩，在相应的位置及方向加载载荷力和载荷扭矩。

如上所述的动力总成载荷识别方法，其中，可选的是，发动机惯性力的计算公式为:

∑F

其中，F

如上所述的动力总成载荷识别方法，其中，可选的是，惯性力矩的计算公式为：

∑T

其中，T

如上所述的动力总成载荷识别方法，其中，可选的是，气体力矩的计算公式为：

其中，T

如上所述的动力总成载荷识别方法，其中，可选的是，动力传动扭振系统模型包括曲轴、飞轮、输入轴、输出轴和齿轮；

其中，在动力传动扭振系统模型中，曲轴、飞轮、输入轴、输出轴和齿轮之间通过BUSH单元连接；

BUSH单元表示轴系扭转刚度和阻尼信息。

如上所述的动力总成载荷识别方法，其中，可选的是，动力传动扭振系统模型中，每个节点中固定5个方向的自由度，只释放RY方向的转动自动度。

如上所述的动力总成载荷识别方法，其中，可选的是，步骤S7中，加载载荷力和载荷扭矩时，包括，

在P档时，在发动机曲轴中心所对应的轴承座中心点位置输入三个方向的载荷力、两个方向的载荷扭矩和大小相等方向相反的扭转方向力矩；

在D档时，在发动机曲轴中心所对应的轴承座中心点位置输入三个方向的载荷力、两个方向的载荷扭矩和大小相等方向相反的扭转方向力矩，同时，加载从底盘系统反馈过来的阻力矩，加载位置为发动机的曲轴中心所处的轴承座位置。

与现有技术相比，本发明通过构建整车模型，并根据发动机惯性力、惯性力矩和气体力矩，进一步得到车内振动噪声主要激励源，进而能够实现各工况下动力总成载荷识别。因此，在设计阶段就能够实现，以便于对隔振元件进行激励力动静态特性设计。

附图说明

图1是本发明的步骤流程图。

具体实施方式

下面通过参考附图描述的实施例是示例性的，仅用于解释本发明，而不能解释为对本发明的限制。

本发明的实施例：如图1所示，本发明提出了一种动力总成载荷识别方法，其中，包括以下步骤，

S1，创建发动机刚体模型；具体地，整车怠速NVH分析，采用发动机刚体模型，对动力总成赋予质心坐标，动力总成质量，动力总成惯性力矩及惯性积。

S2，创建动力传动扭振系统模型；

动力传动扭振系统模型包括，变速箱模型、液力变矩器及飞轮模型、曲轴模型和扭转减震器模型，动力传动扭振系统模型独立于发动机模型，每个节点中固定5个方向的自由度，只释放RY方向的转动自由度,可对所有节点采用在节点卡片中的PS选项中固定12346五个自由度。

S3，创建底盘模型和内饰车身模型；

S4，根据发动机刚体模型、动力传递扭振系统模型、底盘模型和内饰车身模型构建整车模型。整车模型由发动机刚体模型、扭转系统1D模型、底盘模型及TB内饰车身模型构成。

针对怠速分析工况，对模型中参数及部件进行处理，详见表1：

表1模型处理

在具体实施时，模型中的车轮与地面采用BUSH单元连接，赋予刚度参数。

S5，对整车模型设置参数；

S6，输入缸压参数，并计算发动机惯性力、惯性力矩和气体力矩；对于缸压参数，分不同的阶段，输入的参数不同。在此步骤中，根据设计阶段与台架阶段的不同，选取参数的方式也不同。具体地，设计阶段：根据各工况发动机缸压设计值作为输入；台架阶段：在完成标定的发动机转速范围内，稳态下间隔50rpm测量每个缸随着曲轴转动角度的缸压值，所有的气缸都要同时测量。

具体地，缸压的表现形式如下:

表2缸压形式

S7，根据发动机惯性力、惯性力矩和气体力矩，计算出不同阶次的激励力和激励力矩，并根据该激励力和激励力矩，在相应的位置及方向加载载荷力和载荷扭矩。

利用发动机惯性力计算模型、惯性力矩计算模型和气体力矩计算模型，根据发动机参数和缸压数据参数计算发动机惯性力、惯性力矩和气体力矩。具体地，发动机惯性力的计算公式为:

∑F

其中，F

惯性力矩的计算公式为：

∑T

其中，T

气体力矩的计算公式为：

其中，T

利用激励转换模型，可以得到0.5阶、1.0阶、1.5阶···6.0阶的激励力及激励力矩，形式如下：

表3激励形式

具体实施时，动力传动扭振系统模型包括曲轴、飞轮、输入轴、输出轴和齿轮；其中，在动力传动扭振系统模型中，曲轴、飞轮、输入轴、输出轴和齿轮之间通过BUSH单元连接；BUSH单元表示轴系扭转刚度和阻尼信息。

步骤S7中，加载载荷力和载荷扭矩时，包括，

在P档时，在发动机曲轴中心所对应的轴承座中心点位置输入三个方向的载荷力、两个方向的载荷扭矩和大小相等方向相反的扭转方向力矩；

在D档时，在发动机曲轴中心所对应的轴承座中心点位置输入三个方向的载荷力、两个方向的载荷扭矩和大小相等方向相反的扭转方向力矩，同时，加载从底盘系统反馈过来的阻力矩，加载位置为发动机的曲轴中心所处的轴承座位置。

利用本发明，能够起到如下效果：

①无需制作专用夹具，分析成本地，周期短。

②与实车状态一致，符合性较好。

③可以在设计阶段实现，便于悬置NVH性能开发。

以上依据图式所示的实施例详细说明了本发明的构造、特征及作用效果，以上所述仅为本发明的较佳实施例，但本发明不以图面所示限定实施范围，凡是依照本发明的构想所作的改变，或修改为等同变化的等效实施例，仍未超出说明书与图示所涵盖的精神时，均应在本发明的保护范围内。