孟憲鵬，張貴勇

（安徽江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

基于Adams振動解耦的某重型汽車懸置匹配計算

孟憲鵬，張貴勇

（安徽江淮汽車股份有限公司，安徽 合肥 230601）

發(fā)動機懸置系統(tǒng)性能的好壞是影響車輛舒適性的重要因素，而懸置膠墊的剛度又是關(guān)鍵。文章以某重卡6 ×2 載貨車匹配德國曼發(fā)動機+法士特變速箱的懸置系統(tǒng)設(shè)計為實例，介紹重型汽車發(fā)動機懸置系統(tǒng)的靜力計算和彎矩校核，膠墊剛度計算和Adams解耦率分析，并介紹懸置系統(tǒng)設(shè)計的基本方法和步驟。

重型汽車；靜力計算；彎矩校核；剛度；Adams解耦

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.12.053

CLC NO.: U462.3+1 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2016)12-153-04

目前，汽車的振動和噪聲控制逐漸成為汽車設(shè)計人員需要解決的首要問題之一，因而對隔離發(fā)動機振動噪聲向車內(nèi)傳遞的關(guān)鍵部件—發(fā)動機懸置系統(tǒng)的設(shè)計要求越來越高[1]。如果由發(fā)動機產(chǎn)生的振動如果得不到有效控制，會引起與車架相連的車身零部件產(chǎn)生振動和噪聲，還會影響汽車的平順性和舒適性，使乘員產(chǎn)生不舒服和疲憊的感覺，嚴(yán)重時甚至損壞汽車的零部件，并縮短汽車的使用壽命[2]。良好的平順性和低噪聲是汽車舒適性的一個重要指標(biāo)，所以，有效地隔離振動是振動控制中的一個相當(dāng)重要的問題，而更有效地進行主動隔振也成為汽車設(shè)計的重要研究課題。本文以某重型汽車懸置系統(tǒng)的匹配計算和試驗驗證為例，介紹懸置系統(tǒng)設(shè)計計算的一般方法。

1、懸置模型建立及受力分析

該款重型汽車選用的動力總成，動力總成長度超過3300mm，重量約1022Kg，發(fā)動機懸置采用斜置平置組合式結(jié)構(gòu)，目的是讓懸置的彈性中心靠近扭矩軸，懸置系統(tǒng)更好的解耦，提高發(fā)動機穩(wěn)定性，減小振動，同時便于發(fā)動機的布置。為了避免發(fā)動機機體后端面產(chǎn)生過大的彎矩及發(fā)動機產(chǎn)生俯仰振動，因此在變速箱上增加2個輔助支承點，從而形成六點式懸置。

1.1 前后懸置及變速箱懸置的結(jié)構(gòu)布置

發(fā)動機前懸置結(jié)構(gòu)布置采用V形60°設(shè)計。對稱布置，這樣可減少發(fā)動機的左右扭動。前懸置結(jié)構(gòu)布置如圖1所示,后懸置采用平置式布置，對于重型發(fā)動機，采用此布置方式相當(dāng)普遍，不但能承載較大的載荷，且安裝方便，易于控制發(fā)動機的位置。后懸置結(jié)構(gòu)布置如圖2，變速箱懸置采用平置式膠墊。變速箱懸置屬于過定位設(shè)計，是為了減小發(fā)動機機體后端面的靜態(tài)彎矩，屬于輔助支撐，對懸置系統(tǒng)的隔振影響較小,變速箱懸置結(jié)構(gòu)布置如圖3。

圖1 前懸置結(jié)構(gòu)布置

圖2 后懸置結(jié)構(gòu)布置

圖3 變速箱懸置結(jié)構(gòu)布置

1.2 懸置模型相關(guān)參數(shù)

動力總成懸置系統(tǒng)受力計算及膠墊的剛度計算需要大量的原始參數(shù)，如表1所示。

表1 發(fā)動機技術(shù)參數(shù)表

1.3 動力總成懸置系統(tǒng)模型受力分析

一般很難找動力總成真正的扭矩軸線，因此，通?？梢园寻l(fā)動機和變速箱重心的連線作為轉(zhuǎn)動中心線，可以認(rèn)為動力總成系統(tǒng)圍繞此軸線作振蕩。

圖4 模型受力分析圖

根據(jù)發(fā)動機的參數(shù)以及懸置布置，繪制動力總成受力分析圖。為方便計算，匯總分析圖中的各數(shù)據(jù)見表2，動力總成模型受力分析圖見圖4。其中We為發(fā)動機、發(fā)動機內(nèi)冷卻液、發(fā)動機油、離合器的重量總和；Wt為的重量總和；R1為發(fā)動機前懸置點受力；R2為發(fā)動機后懸置點受力；R3為變速箱懸置支撐點受力。

表2 原始計算數(shù)據(jù)表

以發(fā)動機前懸置支撐點為旋轉(zhuǎn)中心，根據(jù)力矩平衡原理[3-4]，列力矩平衡方程：

依據(jù)發(fā)動機懸置受力平衡，列平衡方程式：

Mx決定飛輪殼和發(fā)動機機體后端面的撓度，其計算公式：

分析上圖動力總成受力，列出平衡方程式

假設(shè)沒有變速箱懸置，因此R3=0，數(shù)值帶入公式(1)～(3)，計算得出

計算結(jié)果表明，機體后端面彎矩值大于發(fā)動機廠家許可彎矩值，必須增加變速箱懸置，使用變速箱懸置后，變速箱懸置所加的預(yù)定負(fù)荷應(yīng)使Mx=0則，

將R3帶入公式(1)，計算得出R2=4899N將R2、R3帶入公式(2)計算得出R1=3846N。

2、膠墊剛度計算

單邊垂直方向載荷：前懸置P1=R1/2=1923N ；后懸置P2=R2/2=2450N ；變速箱輔助懸置P3=R3/2=440N。由于前懸置膠墊為V形(θ=60°)安裝，所以在剪切方向(Kp)上有一個分力。同時，在Ks方向上也有一個分力，因此后懸置膠墊靜變形量：(注：此公式適用后懸置膠墊，公式中各字母的意義見文獻[5])；變速箱懸置膠墊靜變形量(注：此公式適用變速箱懸置膠墊，公式中各字母的意義見文獻[5])單個后懸置膠墊靜剛度k 2=P2/f 2=662N/mm；單個變速箱懸置膠墊靜剛度k 3=P3/f 3=152N/mm；前懸置膠墊在垂直方向力作用下的綜合靜剛度 kf=P1/f2=520N/mm。一般情況下，動靜剛度比值為1.3～1.4，實際應(yīng)用中常取1.3，由此計算得到以下參數(shù)：單個后懸置膠墊動剛度=1.3k2=861N/mm；單個變速箱懸置膠墊動剛度=1.3k 3=198N/mm。

2.1 發(fā)動機前懸置設(shè)計計算

如圖5所示。為方便計算，將計算過程需要的數(shù)據(jù)匯總于表3中：

圖5 前懸置V型結(jié)構(gòu)簡圖

表3 前懸置計算原始數(shù)據(jù)

A=(Weh1+Wth2)/(We +Wt)+A1=153.7mm(彈性中心高度)

α=arctanA/B =0.1317rad(彈性中心到支點連線的仰角)

k0=tanθ/tan(θ-α)=2.118(壓縮剛度與剪切剛度之比)

Kp=Kf/(sin2θ+cos2θ/k0)=600N/mm（前懸置膠墊垂直剛度）

Ks =Kp /k0=283N/mm（前懸置膠墊剪切剛度）

KL =Kp ×cos2θ+Ks×sin2θ=362N/mm（ 前懸置膠墊側(cè)向剛度）

3、動力總成懸置系統(tǒng)解耦率Adams計算

根據(jù)上述計算膠墊結(jié)果和動力總成參數(shù)，懸置系統(tǒng)坐標(biāo)系定義如下：

以發(fā)動機飛輪后端面與曲軸中心線交點為原點，X軸為曲軸中心線方向，正向指向發(fā)動機后端；Z向為缸軸向，向上為正；右手定則確定Y向。

質(zhì)量：1022kg(增加離合40kg),重心坐標(biāo)（-313.13，33.9，119.7）mm

慣性參數(shù)如下：

將動力總成懸置安裝坐標(biāo)和膠墊剛度等信息輸入Adams六點懸置模型，如圖6：

圖6 Adams六點懸置模型

得到懸置系統(tǒng)的固有頻率和解耦率見表4：

表4 懸置系統(tǒng)的固有頻率和解耦率

計算結(jié)果顯示，懸置系統(tǒng)的最大固有頻率為15.5Hz，以怠速600r/min的六缸機計算，固有頻率應(yīng)小于21Hz，另外，懸置系統(tǒng)各頻率間基本都大于1Hz，Z、Ix頻率間隔為6.4Hz；各方向的解耦率都很高，基本達(dá)到90%以上，懸置系統(tǒng)很理想。

4、試驗驗證

對裝配的樣車采用B&K 12通道數(shù)據(jù)采集機箱和B&K小型三向壓電加速度傳感器采集數(shù)據(jù)，隔振試驗?zāi)Ｐ腿缦聢D：

圖7 隔振試驗?zāi)Ｐ?/p>

4.1 測試工況和試驗結(jié)果

空調(diào)關(guān)，（1）怠速工況600r/min；（2）在60s內(nèi)，從低怠速到高怠速勻升速工況測試。

其隔振效率試驗數(shù)據(jù)見表4：

表4 懸置系統(tǒng)振動數(shù)據(jù)

總體上來看，發(fā)動機懸置系統(tǒng)以及變速箱輔助支撐的隔振效率還是比較理想，尤其是上下方向的隔振效率均在85%以上，經(jīng)過懸置系統(tǒng)衰減后傳遞到車架側(cè)的振動加速度值均在1m/s2以下。說明懸置系統(tǒng)較好地起到了衰減發(fā)動機振動的作用

5、結(jié)束語

本文對某重卡動力總成懸置系統(tǒng)進行了理論計算和Adams分析。后經(jīng)過樣車試制、怠速乘坐主觀評價、和使用客戶評價，理論計算實驗測試結(jié)果和實際裝車感受結(jié)果表明，該套動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計符合減振要求，滿足了日趨年輕的駕駛員對整車的舒適性要求。

[1] 劉國超.重型商用卡車動力總成懸置系統(tǒng)匹配與優(yōu)化設(shè)計[D].吉林大學(xué)碩士學(xué)位論文,2009.1

[2] 周從源.重型汽車懸置系統(tǒng)設(shè)計[J]．合肥工業(yè)大學(xué)學(xué)報:自然科學(xué)版,2007,(S1):7-10．

[3] 張桂云.孫向馨,李丹明,等．工程力學(xué)[M]．北京:中國電力出版社,2007.9．

[4] 龍馭球.包世華,匡文起,等．結(jié)構(gòu)力學(xué)[M]．北京:高等教育出版社,2007.7.

[5] 成大先.王德夫,姬奎生,等．機械設(shè)計手冊第7篇彈簧[K]北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2004．

Matching calculation Of Suspension for a Heavy Tractor based on Adams vibration decoupling

Meng Xianpeng, Zhang Guiyong
(Anhui jianghuai Automobile Co., Ltd., Auhui Hefei 230601)

It is an important factor affecting the vehicle comfort that the performance of the engine suspension system is good or bad,while the suspension cushion stiffness is the key.This paper takes a heavy tractor(6×2) suspension system design as an example, which assemble MAN engine from DE and FAST gearbox, introduce the method of static calculation, bending moment check, cushion stiffness calculation, Adams decoupling rate calculation ,and the basic step of engine suspension design.

heavy tractor; static calculation; bending moment check; stiffness; Adams decoupling

U462.3+1

A

1671-7988 (2016)12-153-04

孟憲鵬（1989—），男，動力匹配工程師，就職于安徽江淮汽車股份有限公司，主要從事重型商用車懸置系統(tǒng)的設(shè)計工作。