李寬，劉夫云，趙亮亮，伍建偉，楊孟杰

（桂林電子科技大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，廣西桂林541004）

設(shè)計(jì)技術(shù)

基于ADAMS的叉車(chē)動(dòng)力總成懸置優(yōu)化設(shè)計(jì)

李寬，劉夫云，趙亮亮，伍建偉，楊孟杰

（桂林電子科技大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，廣西桂林541004）

針對(duì)某型內(nèi)燃叉車(chē)在怠速工況下車(chē)架振動(dòng)過(guò)大的問(wèn)題進(jìn)行了研究，運(yùn)用多體動(dòng)力學(xué)方法，在ADAMS中建立了叉車(chē)剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型進(jìn)行振動(dòng)仿真與分析，并通過(guò)試驗(yàn)結(jié)果驗(yàn)證仿真模型的準(zhǔn)確性。在此基礎(chǔ)上，利用試驗(yàn)設(shè)計(jì)方法，對(duì)叉車(chē)動(dòng)力總成懸置的剛度和阻尼進(jìn)行了匹配優(yōu)化。結(jié)果表明，叉車(chē)車(chē)架的振動(dòng)加速度總有效值降低了36%.研究結(jié)論對(duì)改善叉車(chē)車(chē)架振動(dòng)性能具有一定的參考價(jià)值。

叉車(chē)；剛?cè)狁詈?；振?dòng)仿真；剛度阻尼；懸置優(yōu)化

內(nèi)燃叉車(chē)被廣泛應(yīng)用于車(chē)間、碼頭等場(chǎng)所，其乘坐舒適性越來(lái)越受到重視。

根據(jù)企業(yè)客戶反饋，某型號(hào)內(nèi)燃叉車(chē)在發(fā)動(dòng)機(jī)怠速（750 r/min）工況下車(chē)架振動(dòng)較為強(qiáng)烈，嚴(yán)重影響到操作者的乘坐舒適性。本文針對(duì)該性能缺陷進(jìn)行了研究，基本思路是：利用ADAMS軟件建立叉車(chē)剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型，并對(duì)仿真模型的準(zhǔn)確性進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證；在仿真模型與理論模型基本吻合的基礎(chǔ)上，對(duì)懸置的剛度和阻尼進(jìn)行匹配優(yōu)化，以達(dá)到減小車(chē)架振動(dòng)的目的。

1 ADAMS剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型

在建立剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型過(guò)程中，剛體是根據(jù)多剛體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)理論建立方程，柔性體是根據(jù)多柔體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)理論建立方程，兩類方程的結(jié)合就是剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)方程。由于叉車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)與變速箱、變速箱與前橋之間采用螺栓進(jìn)行連接，螺栓在工作過(guò)程中會(huì)受到一定的彈性變形，根據(jù)實(shí)際情況，將各連接螺栓進(jìn)行柔性化建模[1]。

1.1 多柔體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)理論

ADAMS中的柔性體坐標(biāo)系如圖1，er是慣性坐標(biāo)系，eb是動(dòng)坐標(biāo)，eb在er中的坐標(biāo)稱為參考坐標(biāo)[2]。

柔性體上任意一點(diǎn)P的位置矢量表示為

圖1 柔性體坐標(biāo)系

r表示點(diǎn)P在er中的矢量；r0表示eb原點(diǎn)在er中的矢量；rp表示柔性體變形前點(diǎn)P在eb中的矢量；A表示方向余弦陣；up表示相對(duì)變形量。

拉格朗日方程式為

ξ表示廣義坐標(biāo)；FQ表示廣義力；λ表示約束方程的拉氏乘子；Г表示能量損耗函數(shù)；L表示拉格朗日項(xiàng)，L=T-W，T為動(dòng)能，W為勢(shì)能。

將W、T和Г代入拉氏方程，得到運(yùn)動(dòng)微分方程為

m表示柔性體的質(zhì)量矩陣；m˙表示質(zhì)量矩陣對(duì)時(shí)間的導(dǎo)數(shù)；ξ˙表示廣義坐標(biāo)對(duì)時(shí)間的導(dǎo)數(shù)；k表示廣義剛度矩陣；D表示常值對(duì)稱矩陣；G表示重力。

1.2 叉車(chē)關(guān)鍵零部件參數(shù)的確定

為獲得內(nèi)燃叉車(chē)關(guān)鍵零部件較準(zhǔn)確的慣量參數(shù)，分別對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)、變速箱、前橋、后橋進(jìn)行了轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、質(zhì)量、質(zhì)心測(cè)試，測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)如圖2所示。

圖2 慣量參數(shù)測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)

測(cè)試結(jié)果整理如表1所示。

表1 關(guān)鍵零部件慣量參數(shù)

叉車(chē)的頂架、配重、門(mén)架根據(jù)廠商提供的三維模型后可得出其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、質(zhì)量、質(zhì)心等參數(shù)。在ADAMS建模過(guò)程中，輪胎模型和發(fā)動(dòng)機(jī)懸置屬于柔性減振部件，可采用線性襯套進(jìn)行等效建模，根據(jù)廠商提供的數(shù)據(jù)，前、后輪徑向剛度分別為936 N/mm，613 N/mm，動(dòng)力總成左懸置和右懸置屬性參數(shù)基本相同，其三向剛度分別為：Kx=Ky=732 N/mm，Kz=866 N/mm；動(dòng)力其三向阻尼近似值為8.6（N×S/ mm）。

1.3 叉車(chē)剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型

在Pro/E軟件中建立整車(chē)相關(guān)零部件的三維模型，導(dǎo)入ADAMS軟件中進(jìn)行剛體約束裝配。然后通過(guò)有限元軟件生成螺栓的模態(tài)中性文件，導(dǎo)入ADAMS軟件中與其他剛性體模型進(jìn)行剛?cè)峒s束裝配[3]，從而得到如圖3所示的剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型。

圖3 ADAMS中叉車(chē)模型

2 振動(dòng)仿真及實(shí)測(cè)對(duì)比

2.1 振動(dòng)仿真

內(nèi)燃叉車(chē)行駛速度一般較慢，路面激勵(lì)產(chǎn)生的振動(dòng)相對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)產(chǎn)生的振動(dòng)較小，因此，本文主要考慮發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)對(duì)叉車(chē)整車(chē)振動(dòng)的影響。根據(jù)內(nèi)燃機(jī)學(xué)理論，對(duì)于四缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，其對(duì)外界的作用力只存在二階往復(fù)慣性力和慣性力矩，發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)力簡(jiǎn)化到發(fā)動(dòng)機(jī)總成質(zhì)心處的表達(dá)式為

■

式中，m表示單缸活塞及往復(fù)運(yùn)動(dòng)部件質(zhì)量；ω表示發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸角速度；λ表示連桿比；r表示曲柄半徑；Me表示發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩；A表示二三氣缸中心線至動(dòng)力總成質(zhì)心的距離。

考慮發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為750 r/min的工況，通過(guò)廠家提供發(fā)動(dòng)機(jī)基本參數(shù)，計(jì)算得到在質(zhì)心處施加的激勵(lì)為

在ADAMS中，設(shè)置仿真時(shí)間為5 s，仿真步數(shù)為200步，初始條件為靜平衡位置開(kāi)始仿真。

2.2 叉車(chē)實(shí)測(cè)

為驗(yàn)證仿真模型的準(zhǔn)確性，對(duì)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行了振動(dòng)測(cè)試。以左懸置為例，各向加速度有效值測(cè)試結(jié)果如表2所示。

表2 左懸置測(cè)試結(jié)果

2.3 仿真與實(shí)測(cè)結(jié)果對(duì)比

將實(shí)測(cè)所得時(shí)域數(shù)據(jù)截取其中5 s轉(zhuǎn)換成*.txt格式，導(dǎo)入ADAMS后處理模塊，進(jìn)行實(shí)測(cè)結(jié)果和仿真結(jié)果的對(duì)比[4]。左懸置車(chē)架端仿真與實(shí)測(cè)結(jié)果對(duì)比如圖4所示。以發(fā)動(dòng)機(jī)左懸置為例，懸置上下端z向加速度有效值：RMS發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)測(cè)=14 513 mm/s2，RMS發(fā)動(dòng)機(jī)仿真=12 891 mm/s2，RMS車(chē)架實(shí)測(cè)=2 312 mm/s2，RMS車(chē)架實(shí)測(cè)=2 189 mm/s2，根據(jù)傳遞率計(jì)算公式：T=RMS車(chē)架/

RMS發(fā)動(dòng)機(jī)，可以計(jì)算出振動(dòng)傳遞率：T實(shí)測(cè)=0.16，T仿真=0.17，由此可看出仿真結(jié)果與實(shí)測(cè)結(jié)果基本一致，所建剛?cè)狁詈戏抡婺Ｐ突緶?zhǔn)確。

圖4 左懸置車(chē)架端仿真與實(shí)測(cè)結(jié)果對(duì)比

3 ADAMS動(dòng)力總成懸置優(yōu)化

ADAMS中提供了優(yōu)化分析、試驗(yàn)設(shè)計(jì)、設(shè)計(jì)研究三種參數(shù)優(yōu)化分析[5]。本文涉及到多個(gè)優(yōu)化變量，故采用試驗(yàn)設(shè)計(jì)方法對(duì)目標(biāo)函數(shù)進(jìn)行優(yōu)化。

3.1 優(yōu)化目標(biāo)

懸置支反力的幅值是反映動(dòng)力總成懸置隔振性能的主要指標(biāo)之一。故本文采用懸置支反力的振幅最小作為優(yōu)化目標(biāo)函數(shù)。

3.2 優(yōu)化變量

本文研究的該型號(hào)內(nèi)燃叉車(chē)動(dòng)力總成懸置為圓柱形橡膠懸置，定義變量Kx、Ky、Kz、Cx、Cy、Cz分別表示橡膠懸置的三向剛度和三向阻尼，根據(jù)其結(jié)構(gòu)形式有Kx=Ky，Cx=Cy，因此，在所建叉車(chē)剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型中，共有4個(gè)優(yōu)化變量。

3.3 約束條件

在本研究中，對(duì)內(nèi)燃叉車(chē)動(dòng)力總成懸置進(jìn)行優(yōu)化需要考慮的約束條件為：各懸置剛度取值范圍為500～2 100 N/mm，各懸置的阻尼取值范圍為2～18（N×S/mm）

3.4 優(yōu)化結(jié)果分析

根據(jù)優(yōu)化結(jié)果，選取目標(biāo)函數(shù)最小值時(shí)的懸置剛度：Kx=Ky=1 100 N/mm，Kz=1 300 N/mm，懸置阻尼：Cx=Cy=Cz=12（N×S/mm）。此時(shí)，左懸置車(chē)架端的x、y、z向仿真加速度有效值分別為：1 516 mm/s2、2 210 mm/s2、1 453 mm/s2，加速度總有效值：3 048 mm/s2，比優(yōu)化前的加速度（4 989 mm/s2）總有效值降低了36%，車(chē)架振動(dòng)得到改善。左懸置車(chē)架端z向加速度曲線如圖5所示。

圖5 優(yōu)化后左懸置車(chē)架端z向加速度

4 結(jié)束語(yǔ)

針對(duì)某型內(nèi)燃叉車(chē)在怠速工況下車(chē)架振動(dòng)強(qiáng)烈的性能缺陷問(wèn)題，采用試驗(yàn)測(cè)試與多體動(dòng)力學(xué)理論結(jié)合的方法，建立叉車(chē)剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型進(jìn)行振動(dòng)分析，并通過(guò)試驗(yàn)測(cè)試對(duì)仿真模型進(jìn)行驗(yàn)證，利用ADAMS試驗(yàn)設(shè)計(jì)優(yōu)化方法，對(duì)叉車(chē)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的剛度和阻尼進(jìn)行匹配優(yōu)化，結(jié)果表明，左懸置車(chē)架端的加速度總有效值降低了36%，優(yōu)化后的車(chē)架振動(dòng)性能得以改善。

[1]劉顯貴，劉詩(shī)彬，張少輝，等.某型內(nèi)燃叉車(chē)振動(dòng)研究與工程優(yōu)化[J].機(jī)械設(shè)計(jì)，2014，31（12）：82-86.

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[3]李芳.發(fā)動(dòng)機(jī)懸置對(duì)整車(chē)振動(dòng)影響的研究[J].柴油機(jī)設(shè)計(jì)與制造，2016，（02）：33-36.

[4]孫寧，褚超美，凌建群.發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)隔振性能仿真與優(yōu)化[J].噪聲與振動(dòng)控制，2013（1）：020.

[5]宋少云.ADAMS在機(jī)械設(shè)計(jì)中的應(yīng)用[M].北京：國(guó)防工業(yè)出版社，2015.

Optimization Design of Powertrain Mounting for Forklift Truck Based on ADAMS

LI Kuan，LIU Fu-yun，ZHAO Liang-liang，WU Jian-wei，YANG Meng-jie
（School of Mechanical&Electrical Engineering，Guilin University of Electronic and Technology，Guilin Guangxi 541004，China）

For the performance problem about strong vibration of frame while a internal combustion forklift truck at idle condition，a forklift rigid-flexible coupling dynamics model is built on ADAMS by means of multi-body dynamics method for vibration simulation analysis，and the model is verified by measured data.On this basis，us the test design optimization method of ADAMS to match stiffness and damping of the forklift truck powertrain mount. The results demonstrate that the reasonable matching of stiffness and damping can make acceleration RMS of the forklift truck frame reduce by 36%.The research conclusion has a certain reference value for the improvement of forklift frame vibration performance.

forklift；rigid-flexible coupling；vibration simulation；stiffness damping；mount optimization

TB123

A < class="emphasis_bold">文章編號(hào)：1

1672-545X（2017）05-0001-03

2017-02-03

國(guó)家自然科學(xué)基金項(xiàng)目（51265006）；桂林電子科技大學(xué)研究生教育創(chuàng)新計(jì)劃資助項(xiàng)目（2016YJCX98）

李寬（1991－），男，廣西人，碩士研究生，研究方向：振動(dòng)與噪聲控制。