徐中明，李 曉

(重慶大學(xué) a.機(jī)械傳動國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室;b.機(jī)械工程學(xué)院，重慶 400030)

動力總成和懸置元件組成動力總成懸置系統(tǒng)(以下簡稱懸置系統(tǒng))。懸置系統(tǒng)能夠衰減動力總成和車架之間的振動傳遞，并起到隔振、支承和限位的作用。懸置系統(tǒng)一般從固有頻率合理分配、提高解耦率、降低振動傳遞率或作用力等角度考慮進(jìn)行設(shè)計(jì)［1－3］，其中解耦方法在懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)中應(yīng)用最為廣泛，主要有扭矩軸解耦、彈性解耦和能量解耦等［4－5］。當(dāng)懸置彈性中心與系統(tǒng)質(zhì)心重合時，懸置系統(tǒng)在6個方向上的振動完全解耦。多數(shù)文獻(xiàn)［6－17］都是從隔振的角度進(jìn)行懸置系統(tǒng)的分析和設(shè)計(jì)，然后對懸置系統(tǒng)進(jìn)行仿真，再結(jié)合試驗(yàn)驗(yàn)證懸置系統(tǒng)的隔振性能。本文從支撐和限位的角度出發(fā)，針對某并聯(lián)式混合動力客車實(shí)際運(yùn)行中由于電機(jī)輸出軸與動力總成之間的運(yùn)動干涉所引起的連接法蘭盤斷裂的問題，對懸置系統(tǒng)進(jìn)行分析，提出改進(jìn)方案，并進(jìn)行試驗(yàn)測試。

1 懸置系統(tǒng)剛體動力學(xué)建模與分析

并聯(lián)式混合動力客車具有發(fā)動機(jī)和電動機(jī)2個動力源。本文將發(fā)動機(jī)動力總成(包括發(fā)動機(jī)、離合器和變速箱)作為研究對象。懸置系統(tǒng)的固有頻率通常比動力總成自身的自由模態(tài)頻率低得多，因此在研究懸置系統(tǒng)模態(tài)特性時將動力總成視為剛體，將橡膠懸置元件簡化為三向正交的彈簧阻尼模型，從而將懸置系統(tǒng)簡化成6自由度振動系統(tǒng)，并建立其剛體動力學(xué)模型，如圖1所示。

圖1 動力總成懸置系統(tǒng)剛體動力學(xué)模型

圖1中動力總成的質(zhì)量為1 012 kg。慣量參數(shù)如表1所示。懸置元件剛度參數(shù)如表2所示。

表1 動力總成的轉(zhuǎn)動慣量和慣性積 kg·m2

表2 橡膠元件的剛度 N·mm－1

對懸置系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析，結(jié)果如表3所示。從表3可以看出:懸置系統(tǒng)的固有頻率偏低，整個懸置系統(tǒng)偏軟，導(dǎo)致總成位移偏大，造成運(yùn)動干涉，這與實(shí)際中該客車出現(xiàn)的問題相符。從能量解耦情況看，解耦率比較差，除了第1階模態(tài)沿X軸向平動的解耦率較理想外，其他各階的耦合都很嚴(yán)重，因此懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)不合理，需改進(jìn)。

表3 懸置系統(tǒng)各階固有頻率和能量解耦率

2 懸置系統(tǒng)改進(jìn)

原方案中變速箱處于懸臂狀態(tài)，懸置系統(tǒng)又偏軟，使得動力總成與車架的相對位移較大，造成動力總成與電機(jī)輸出軸之間產(chǎn)生運(yùn)動干涉，從而導(dǎo)致法蘭盤斷裂。因此，為了降低動力總成與車架的相對位移，抑制運(yùn)動干涉，從降低成本并且使改進(jìn)方案簡單、易實(shí)現(xiàn)的角度考慮，結(jié)合變速箱的實(shí)際結(jié)構(gòu)尺寸特點(diǎn)，在變速箱下方添加一對相同的懸置元件作為輔助支撐，原有的懸置不變。改進(jìn)方案如圖2所示。

圖2 改進(jìn)方案

以提高懸置系統(tǒng)固有頻率和能量解耦率為目的，對變速箱下方的一對懸置元件進(jìn)行優(yōu)化計(jì)算，優(yōu)化結(jié)果如表4、5所示。從表5的結(jié)果來看，固有頻率和能量解耦率都明顯提高很多。

表4 懸置剛度優(yōu)化結(jié)果 N·mm－1

表5 優(yōu)化后各階固有頻率和能量解耦率

3 懸置系統(tǒng)試驗(yàn)測試分析

為了檢驗(yàn)在變速箱下方添加懸置后對動力總成側(cè)傾角的影響，測量了原方案和改進(jìn)方案總成和車架的角位移，從而分析改進(jìn)前后動力總成懸置系統(tǒng)的傾角變化情況。

3.1 試驗(yàn)方法

試驗(yàn)時通過角位移傳感器和數(shù)據(jù)采集器記錄各個工況下動力總成與車架的側(cè)傾角位移信號。角位移傳感器分別安裝在變速器和車架縱梁上，如圖3所示。

圖3 角位移傳感器布置位置

試驗(yàn)選擇在混合模式下，車輛分別以40、50和60 km/h的車速勻速行駛，然后再進(jìn)行制動的工況。為保證試驗(yàn)的一致性，車輛由同一個駕駛員來控制。使用IMC采集器記錄角位移傳感器輸出的電壓信號，采樣頻率為100 Hz，采樣時間為120 s。

3.2 結(jié)果分析

根據(jù)試驗(yàn)記錄，利用IMC FAMOS軟件編程將角位移傳感器所測得的電壓信號換算為角度，對各工況下記錄的角位移信號進(jìn)行處理。

試驗(yàn)所測得的角位移是相對于水平位置的。由于路況多變，動力總成和車架的角位移傳感器有相互偏差，因此只能分析動力總成和車架之間的相對角位移。

以40 km/h等速－制動工況為例。圖4、5分別給出了原方案和改進(jìn)方案動力總成和車架的側(cè)傾角位移、相對側(cè)傾角位移。

由圖4、5可知:

1)可以直觀地看出加裝變速器下方懸置后，在制動時，相對側(cè)傾角明顯變小。

2)在不同試驗(yàn)工況下，動力總成與車架的相對角位移在等速時有波動，這是由于路況造成的。

為了方便準(zhǔn)確地對比懸置系統(tǒng)改進(jìn)前后的效果，按如下方法計(jì)算各工況下動力總成相對車架的角位移:

1)從動力總成和車架的角位移時域圖中，判斷出制動開始的時間和結(jié)束的時間，從中截取出制動階段。

2)在制動階段計(jì)算動力總成和車架的相對角位移時，考慮到路況的變化，計(jì)算相對角位移的最大值和最小值，得到制動階段動力總成和車架相對角位移的變化范圍，以此作為評價指標(biāo)。

各工況下的相對側(cè)傾角位移如表6所示。圖6為繪制出的折線。

表6 制動階段動力總成與車架的相對側(cè)傾角位移范圍

圖6 制動階段動力總成與車架的相對側(cè)傾角位移范圍

圖6對比了在同一工況下改進(jìn)方案和原方案的效果。結(jié)果表明，在加裝變速器下方懸置后，動力總成和車架的相對側(cè)傾角明顯變小，說明改進(jìn)方案取得了良好的效果，能夠有效防止動力總成和電機(jī)輸出軸之間的運(yùn)動干涉。

4 結(jié)束語

本文通過分析混合動力客車動力總成懸置系統(tǒng)的模態(tài)特性，提出了懸置系統(tǒng)改進(jìn)方案，并進(jìn)行了試驗(yàn)測試。結(jié)果表明，改進(jìn)方案能有效地減小動力總成和車架之間的相對側(cè)傾角，對改善動力總成和電機(jī)輸出軸之間的運(yùn)動干涉具有良好作用。目前改進(jìn)方案已經(jīng)獲得了實(shí)際應(yīng)用。

［1］呂振華，范讓林.動力總成－懸置系統(tǒng)振動解耦設(shè)計(jì)方法［J］.機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2005(4):49－54.

［2］周冠男，蔣偉康，吳海軍.基于總傳遞力最小的發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)［J］.振動與沖擊，2008(8):56－58.

［3］Suh M W，Shim M B，Kim J M，et al.Multidisciplinary design optimization of engine mounts with consideration of the driveline［J］.Proc Instn Mesh Engrs，Part D，Journal of Automobile Engineering，2003，217:107－113.

［4］Jeong T，Singh R.Analytical Methods of Decoupling the Automotive Torque Roll Axis［J］.Journal of Sound and Vibration，2000，234(1):85 －114.

［5］趙建才，李墊，姚振強(qiáng)，等.車輛動力總成懸置系統(tǒng)的能量法解耦仿真研究［J］.上海交通大學(xué)學(xué)報(bào)，2008，42(6):878－881.

［6］宋才禮.動力總成懸置系統(tǒng)隔振性能研究［D］.鎮(zhèn)江:江蘇大學(xué)，2009.

［7］胡春林.基于減振目標(biāo)的動力總成懸置系統(tǒng)振動特性與控制研究［D］.天津:天津大學(xué)，2008.

［8］袁晨恒，鄧兆祥，姜艷軍，等.轎車傳動系扭轉(zhuǎn)振動模型分析與計(jì)算［J］.重慶理工大學(xué)學(xué)報(bào):自然科學(xué)版，2010，24(7):18 －22.

［9］徐中明，晏慧，張志飛，等.重型商用車驅(qū)動橋振動噪聲分析［J］.重慶理工大學(xué)學(xué)報(bào):自然科學(xué)版，2010，24(7):1 －6.

［10］唐小林，楊為，陸國棟，等.微車變速器箱體的聲振耦合［J］.四川兵工學(xué)報(bào)，2009，30(8):63－64.

［11］李士保，歐健，張勇，等.轎車動力總成懸置系統(tǒng)動力特性虛擬試驗(yàn)及優(yōu)化設(shè)計(jì)［J］.重慶工學(xué)院學(xué)報(bào):自然科學(xué)版，2009，23(2):13 －16.

［12］周昌水，鄧兆祥，孫登興.動力總成懸置系統(tǒng)建模與解耦優(yōu)化［J］.客車技術(shù)與研究，2007(3):4－7.

［13］李曉輝.氣壓鼓式制動器振動原因分析［J］.客車技術(shù)與研究，2010(1):32 －33，38.

［14］趙登峰，魏建華，馬元波.大客車車身橫向振動控制研究［J］.客車技術(shù)與研究，2009(3):12－13.

［15］鄧國紅，邢峰，歐健，等.壓電智能車身結(jié)構(gòu)振動主動控制技術(shù)［J］.重慶理工大學(xué)學(xué)報(bào):自然科學(xué)版，2010，24(3):7 －10.

［16］張攀登.XMQ6116客車某車速大位移振動的試驗(yàn)分析與改進(jìn)［J］.客車技術(shù)與研究，2010(5):50－52.

［17］李銳.基于磁流變液壓懸置的發(fā)動機(jī)隔振方法與試驗(yàn)研究［D］.重慶:重慶大學(xué)，2009.