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摘要：針對某7t叉車配裝五十鈴6BG1型發(fā)動機存在怠速振動過大問題，對原車的懸置系統(tǒng)隔振效果進行測試。結(jié)合測試數(shù)據(jù)和動力總成已知參數(shù)，對懸置系統(tǒng)的解耦率、固有頻率及相應(yīng)的能量分布等進行分析，通過Adamas軟件對懸置系統(tǒng)參數(shù)進行優(yōu)化，調(diào)整發(fā)動機懸置系統(tǒng)剛度，以改善怠速時振動過大問題。

關(guān)鍵詞：懸置系統(tǒng)；剛度；固有頻率；Adamas軟件

0前言

發(fā)動機懸置系統(tǒng)是指在發(fā)動機總成和車架之間放置較為柔軟的部件，隔絕兩者的振動傳遞。發(fā)動機本身是一個內(nèi)在的振動源，同時也受到各種外部的振動干擾，需要合理地設(shè)置懸置系統(tǒng)，將發(fā)動機傳遞到車架的振動減小到最低限度。發(fā)動機懸置既是彈性元件，又是隔振裝置，其設(shè)計應(yīng)滿足如下要求[1]：一是具備支承作用。發(fā)動機懸置是一個支承元件，它必須能承受發(fā)動機總成的質(zhì)量，使其不產(chǎn)生過大的靜位移而影響工作。二是具備限位作用。發(fā)動機在受到各種干擾力（如制動、加速或其他動載荷）作用下，懸置應(yīng)能有效限制其最大位移，以避免與相鄰零件碰撞與干涉，確保發(fā)動機能正常工作。三是具備隔振作用。懸置是底盤與發(fā)動機之間的連接件，它應(yīng)具有良好的隔振作用。一方面，它要阻止作為振源的發(fā)動機向車架傳遞振動力；另一方面，發(fā)動機懸置須阻止路面不平激勵等傳遞給發(fā)動機。從隔振角度來講，希望懸置越軟越好，以期將振動隔離到最??；而從支承和限位角度來說，考慮到空間結(jié)構(gòu)的緊湊性和有限性，又希望懸置越硬越好。此二者是一個矛盾體，因此在懸置設(shè)計中，如何最優(yōu)化選取懸置剛度是一個難題。本文以某款7t叉車為例，對發(fā)動機懸置剛度優(yōu)化過程進行闡述。

1故障現(xiàn)象

某款叉車由發(fā)動機和變速箱構(gòu)成動力總成，動力總成由4個懸置安裝在車架上。該叉車配裝五十鈴6BG1型發(fā)動機，在發(fā)動機怠速工況下整車振動過大，嚴重影響操作舒適性。

2原車振動測試

為了查找故障的原因，我們對原車的懸置系統(tǒng)隔振效果進行測試。在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為730r/min時，對司機座椅、方向盤、發(fā)動機、懸置振動進行測試，采集數(shù)據(jù)如表1和表2所示。表1、表2中，沿曲軸中心線向風(fēng)扇端為X軸正向；從風(fēng)扇端看，向右為Y軸正向；從風(fēng)扇端看，向上為Z軸正向。ax、ay、az分別為X、Y、Z向的加速度，av為X、Y、Z向的振動加速度綜合值（RMS值），單位為m/s2。方向盤av計算公式為：從表1和表2測試數(shù)據(jù)來看，發(fā)動機減振器的隔振率非常好，變速箱減振器的隔振率偏低（尤其是Y向），導(dǎo)致方向盤、座椅振動過大。

3原車動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計驗算

3.1發(fā)動機激振頻率計算

發(fā)動機的振動分為燃燒激振和慣性力激振，怠速振動異常一般是由燃燒激振導(dǎo)致，其激振頻率就是發(fā)動機的點火頻率，點火頻率的計算公式[1]如下：

3.2懸置系統(tǒng)參數(shù)確定

為便于計算，先設(shè)定動力總成的原點坐標系。以發(fā)動機曲軸中心線與發(fā)動機飛輪殼后端面的交點為原點，朝向風(fēng)扇端為X軸，從風(fēng)扇端看朝向右側(cè)為Y軸，朝向上為Z軸。如圖1所示。經(jīng)核查設(shè)計資料，得知發(fā)動機和變速箱的質(zhì)量、質(zhì)心、轉(zhuǎn)動慣量等參數(shù)，如表3所示。表3中，LX、LY、LZ分別表示部件質(zhì)心坐標偏離原點坐標的X、Y、Z方向的距離，單位為mm；Ix2、Iy2、Iz2分別表示部件通過質(zhì)心繞X、Y、Z軸旋轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)動慣量，單位為kg·mm2。根據(jù)表3，計算得到合成后動力總成的質(zhì)量、質(zhì)心、轉(zhuǎn)動慣量，如表4所示。經(jīng)核查設(shè)計資料，得知各懸置的中心坐標與剛度值，如表5所示。KdX、KdY、KdZ分別表示懸置的X、Y、Z方向的動剛度值，單位為N/mm。各懸置的布置方式如圖2所示。

3.3固有頻率及振型分析計算

根據(jù)表4和表5的數(shù)據(jù)，通過Adamas軟件計算，可得到懸置系統(tǒng)的固有頻率和能量分布百分比，如表6所示。X、Y、Z、RX、RY、RZ分別代表X向平移、Y向平移、Z向平移、繞X軸、繞Y軸、繞Z軸振型的能量占比，單位為%。根據(jù)發(fā)動機隔振原理，發(fā)動機激振頻率與懸置系統(tǒng)固有頻率的比值λ＞√2時，懸置系統(tǒng)才能起到隔振作用。從振動解耦來看，由于發(fā)動機的激振力主要有垂直方向（Z）和繞曲軸軸線旋轉(zhuǎn)方向（Rx）兩種，因此應(yīng)盡量使這兩個方向的振動耦合程度減小，即在某一固有頻率振動下，能量盡量集中到一個方向上去。從表6數(shù)據(jù)來看，懸置系統(tǒng)的第6階固有頻率為27.2Hz，相應(yīng)的主振型為繞發(fā)動機曲軸旋轉(zhuǎn)方向，能量占比為85.96%，其解耦率還可以，但固有頻率偏高，導(dǎo)致頻率比λ偏低。λ計算見公式（4），把上文計算得到的發(fā)動機激振頻率36.5Hz和表6中的6價固有頻率27.2代入，得到頻率比為1.34。顯然λ＞√2，不能滿足隔振的要求。λ=f/fn=36.5/27.2=1.34（4）

4懸置系統(tǒng)優(yōu)化

根據(jù)隔振原理，頻率比λ越大，懸置系統(tǒng)隔振效果越好，一般工程上頻率比λ取值在2.5~4之間，在此λ取2.7，把發(fā)動機的激振頻率代入式（4），則得到系統(tǒng)固有頻率如下：fn=f/λ=36.5/2.7=13.5Hz（5）懸置系統(tǒng)的固有頻率是由懸置的動剛度和懸置承受的重力決定的，其計算[2]如下：Kd=（2πfn）2·W/（1000·g）（6）式中：Kd——動剛度，N/mm；fn——固有頻率，Hz；W——懸置的支撐重力，N；g——重力加速度，9.8m/s2。根據(jù)表4和表5中質(zhì)量、質(zhì)心坐標、懸置中心坐標，可計算出各懸置的支撐重力W，再把支撐重力代入式（6），可得到各懸置的垂直動剛度值Kdz，如表7所示。根據(jù)試驗測試數(shù)據(jù)，結(jié)合實際減振墊的選型，采用適當降低變速箱的剛度值及減振墊的徑向剛度值的方法，改善Y向的隔振效果。同時考慮減少減振墊的種類，初步確定懸置動剛度值如表8所示。把表8中的剛度值輸入軟件中進行運算，得到優(yōu)化后的系統(tǒng)固有頻率和能量分布百分比，如表9所示。從表9中得知，優(yōu)化后的懸置系統(tǒng)解耦率得到了明顯提升，各階解耦率均在90%以上，第6階固有頻率為22.8Hz，比優(yōu)化前有所降低，加大了頻率比λ，根據(jù)式（4）計算優(yōu)化后的頻率比λ比為1.6，顯然λ＞√2，滿足隔振要求。

5試驗驗證

懸置系統(tǒng)優(yōu)化后試驗測試數(shù)據(jù)如表10和表11所示。從表10和表11可看出，調(diào)整懸置剛度值后，動力總成懸置的隔振率得到了明顯的提升，方向盤和座椅的振動也得到極大改善。

6結(jié)論

發(fā)動機懸置系統(tǒng)設(shè)計是個比較復(fù)雜的問題，設(shè)計的因素較多，其設(shè)計的優(yōu)劣對整車的振動特性產(chǎn)生重要的影響。本文針對7t叉車怠速振動過大問題，在不改變懸置系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)形式、幾何位置和懸置軟墊結(jié)構(gòu)情況下，通過簡化計算模型，以懸置的支撐力初步計算垂直方向的剛度值，再運用Adamas軟件對懸置系統(tǒng)參數(shù)進行解耦運算，校對懸置剛度取值是否合理，最終通過改變懸置的剛度值改善了整車振動問題。

參考文獻

[1]趙彤航.CA161汽車發(fā)動機懸置系統(tǒng)隔振的研究[D].長春:吉林大學(xué),2002.

[2]陸軍.客車發(fā)動機懸置固有頻率選擇[J]2015(2):96-99.

作者:韋德平 單位:柳州柳工叉車有限公司