崔東斌

山推工程機(jī)械股份有限公司，廣東江門 529000

推土機(jī)駕駛室懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)

崔東斌

山推工程機(jī)械股份有限公司，廣東江門 529000

合理匹配推土機(jī)駕駛室懸置系統(tǒng)是改善駕駛室隔振性能，提高產(chǎn)品NVH性能的重要途徑。本文在某國產(chǎn)推土機(jī)駕駛室懸置系統(tǒng)開發(fā)中，應(yīng)用拉格朗日動(dòng)力學(xué)方程建立駕駛室懸置系統(tǒng)簡化六自由度模型，使用Matlab軟件編寫懸置系統(tǒng)固有頻率、能量解耦率程序與圖形用戶界面。并利用Isight軟件集成Matlab進(jìn)行多目標(biāo)優(yōu)化設(shè)計(jì)，結(jié)果表明，通過對(duì)懸置剛度及相關(guān)安裝角度的優(yōu)化能夠有效提高解耦率，從而改善系統(tǒng)NVH性能。

懸置系統(tǒng)；解耦率；推土機(jī)

隨著消費(fèi)者對(duì)推土機(jī)的舒適性要求不斷提高，推土機(jī)的振動(dòng)問題已成為了產(chǎn)品開發(fā)設(shè)計(jì)中的重要考慮因素。駕駛室總成懸置系統(tǒng)作為推土機(jī)振動(dòng)系統(tǒng)的主要減振機(jī)構(gòu)，其振動(dòng)的傳遞特性對(duì)產(chǎn)品的舒適性有很大影響，所以合理匹配駕駛室懸置系統(tǒng)可以有效減少振動(dòng)傳遞，從而提高產(chǎn)品的舒適性。

國內(nèi)外文獻(xiàn)關(guān)于懸置匹配主要分為以下幾種方法：系統(tǒng)彈性中心理論、打擊中心理論及模態(tài)解耦設(shè)計(jì)。本文應(yīng)用能量法進(jìn)行模態(tài)解耦設(shè)計(jì)，在分析駕駛室懸置系統(tǒng)模型的基礎(chǔ)上，建立懸置系統(tǒng)模型，以懸置系統(tǒng)的振動(dòng)解耦率為目標(biāo)函數(shù)，利用Isight軟件進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，實(shí)現(xiàn)懸置系統(tǒng)的優(yōu)化。

1 駕駛室懸置系統(tǒng)模型的建立與分析

1.1系統(tǒng)模型簡化

在分析懸置系統(tǒng)總成振動(dòng)問題時(shí)，由于懸置系統(tǒng)自由振動(dòng)頻率遠(yuǎn)低于駕駛室與車架彈性模態(tài)頻率，可將駕駛室和車架視為剛體，忽略懸置變形產(chǎn)生的角位移，將橡膠懸置簡化為三彈性主軸相互正交的線性彈簧-阻尼元件，在分析系統(tǒng)自由振動(dòng)特性時(shí)，進(jìn)一步忽略阻尼影響，這樣就可以把駕駛室懸置系統(tǒng)簡化為六自由度的振動(dòng)系統(tǒng)模型，如圖1所示。

圖1　駕駛室懸置系統(tǒng)模型

1.2系統(tǒng)坐標(biāo)系定義

1.2.1廣義坐標(biāo)系

將懸置系統(tǒng)總成的廣義坐標(biāo)系的原點(diǎn)定于駕駛室質(zhì)心，X軸為推土機(jī)前后方向并指向駕駛室后部，Z軸豎直向上，Y軸由右手定則確定。

1.2.2懸置坐標(biāo)系

懸置坐標(biāo)系原點(diǎn)定于橡膠懸置三維彈性中心，u軸通過彈性中心平行于發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸指向駕駛室后部，w軸為懸置元件的軸向方向，v軸由右手定則確定。

1.3動(dòng)力學(xué)模型建立

拉格朗日微分方程為:

式中：ET為系統(tǒng)動(dòng)能，EV為系統(tǒng)勢(shì)能，ED為系統(tǒng)耗散能，q為系統(tǒng)廣義坐標(biāo)系，Q為系統(tǒng)所受廣義力。

將系統(tǒng)的動(dòng)能、勢(shì)能、耗散能帶入上式可得駕駛室總成懸置系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)方程為：

式中：M為系統(tǒng)質(zhì)量矩陣；C為系統(tǒng)阻尼矩陣；K為系統(tǒng)剛度矩陣；q為系統(tǒng)廣義坐標(biāo)；F為外力矩陣；忽略外力和阻尼，則系統(tǒng)的自由振動(dòng)方程為：，可得：，系統(tǒng)的固有頻率為矩陣M-1K的特征值，而其對(duì)應(yīng)的振型為矩陣M-1K的特征向量。

1.4駕駛室總成懸置系統(tǒng)參數(shù)獲取

某推土機(jī)駕駛室總成質(zhì)量、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，各個(gè)懸置剛度初始值、廣義坐標(biāo)系下坐標(biāo)值，懸置坐標(biāo)系與廣義坐標(biāo)系夾角匯總?cè)绫?所示。

表1　懸置系統(tǒng)參數(shù)表

1.5基于Matlab的固有頻率及振型計(jì)算

使用Matlab建立駕駛室總成懸置系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程，將系統(tǒng)參數(shù)輸入，并求解系特征值、特征向量得到相應(yīng)的固有頻率與振型。表2為Matlab計(jì)算結(jié)果。

表2　固有頻率和振型

2 駕駛室懸置系統(tǒng)優(yōu)化

2.1能量法解耦的計(jì)算

2.1.1能量解耦法理論

通過利用廣義質(zhì)量矩陣、振型分別計(jì)算6階振型下各個(gè)廣義坐標(biāo)能量占該階振型總能量的百分比，寫成矩陣形式，即可得到能量分布矩陣。根據(jù)能量分布來判斷懸置系統(tǒng)的解耦程度，應(yīng)盡量使各階振動(dòng)能量集中在某一廣義坐標(biāo)上，令各個(gè)模態(tài)方向上的振動(dòng)互不影響，達(dá)到解耦目的。

當(dāng)系統(tǒng)做第i階振動(dòng)時(shí)，最大總動(dòng)能為：

式中mkl為質(zhì)量矩陣k行l(wèi)列元素，為在振型下，第l個(gè)元素，為在振型下，第k個(gè)元素。

第k個(gè)廣義坐標(biāo)能量占該階系統(tǒng)總能量百分比為：

2.1.2基于Matlab的能量解耦計(jì)算

使用Matlab編寫能量解耦計(jì)算程序，并運(yùn)用Matlab/guide模塊編寫能量固有頻率、振型及能量解耦率計(jì)算專用界面，表3為固有頻率及能量解耦率計(jì)算結(jié)果。

表3　固有頻率及能量分布矩陣

2.2懸置系統(tǒng)參數(shù)優(yōu)化

2.2.1目標(biāo)函數(shù)

目標(biāo)函數(shù)選取6自由度廣義坐標(biāo)向量的能量解耦率。定義目標(biāo)函數(shù)為：

式中為加權(quán)因子?？紤]到發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)方向主要為z方向的不平衡力，因此應(yīng)盡量提高z向的加權(quán)因子和解耦目標(biāo)值。

2.2.2設(shè)計(jì)變量

由于布置限制，駕駛室懸置元件的安裝位置很難改變，因此設(shè)計(jì)變量為各個(gè)懸置元件的主軸剛度以及左后懸置與右后懸置的俯仰安裝角度。

2.2.3約束條件

在實(shí)際應(yīng)用中，應(yīng)將懸置系統(tǒng)六個(gè)固有頻率匹配在合理范圍內(nèi)，使其具有較好的NVH特性。頻率約束如下：1）各階固有頻率分布在5-25Hz；2）垂向頻率避開4-8Hz；3）垂向頻率小于發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)火頻率的；4）繞曲軸轉(zhuǎn)動(dòng)的頻率小于怠速頻率的；5）從生產(chǎn)需求和裝配角度出發(fā)，保證4個(gè)懸置剛度應(yīng)相同。

2.3基于Isight的系統(tǒng)優(yōu)化分析

基于系統(tǒng)的復(fù)雜程度，并保證計(jì)算與優(yōu)化速度，本文采用Isight軟件集成Matlab進(jìn)行多目標(biāo)優(yōu)化，使用多島遺傳算法，在優(yōu)化過程中通過調(diào)整權(quán)重系數(shù)達(dá)到解耦目標(biāo)值。經(jīng)優(yōu)化，懸置主軸剛度分別為705N/mm、705N/mm、3 504N/mm，左后與右后懸置俯仰安裝角度及優(yōu)化后固有頻率和解耦率如表4所示，對(duì)比表3、表4，懸置系統(tǒng)z向自由度解耦率由89.09%提高到97.37%，其他自由度解耦率也有顯著提高，并實(shí)現(xiàn)固有頻率合理配置，達(dá)到優(yōu)化目的。

表4　優(yōu)化后左后、右后懸置安裝角及各向解耦率

3 結(jié)論

本文從分析駕駛室總成懸置系統(tǒng)模型及其優(yōu)化設(shè)計(jì)角度出發(fā)，運(yùn)用Matlab編寫能量解耦計(jì)算程序及專用界面，并以各個(gè)懸置主軸剛度，左后懸置與右后懸置俯仰角度為設(shè)計(jì)變量，利用Isight、Matlab聯(lián)合仿真對(duì)駕駛室懸置系統(tǒng)進(jìn)行多目標(biāo)優(yōu)化。在滿足相關(guān)約束條件下，解決了駕駛室懸置系統(tǒng)總成剛體模態(tài)能量耦合和頻率匹配問題，提升了產(chǎn)品的NVH性能。

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1674-6708（2016）171-0256-02

崔東斌，助理工程師，研究方向?yàn)檎駝?dòng)與噪聲。