胡 健 董慧芳

（巢湖學(xué)院，安徽 巢湖 238000）

重型車輛動(dòng)力總成振動(dòng)試驗(yàn)分析與優(yōu)化研究

胡 健 董慧芳

（巢湖學(xué)院，安徽 巢湖 238000）

某重型車輛在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1900 r/min行駛時(shí)，動(dòng)力總成出現(xiàn)異常振動(dòng)現(xiàn)象，為了找出其原因進(jìn)行了試驗(yàn)，并在Adams中建立動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型，計(jì)算該車輛懸置系統(tǒng)的六階固有頻率，通過分析得出動(dòng)力總成異常振動(dòng)的原因是懸置系統(tǒng)的一階固有頻率和變速箱輔助支承在Y向上的振動(dòng)峰值頻率（8 Hz）相近，容易產(chǎn)生共振。進(jìn)一步地，以發(fā)動(dòng)機(jī)前懸置安裝角度和變速箱輔助支承的三向靜剛度為設(shè)計(jì)變量，以固有頻率合理匹配和能量解耦率為目標(biāo)函數(shù)，對(duì)懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化。最后通過實(shí)車試驗(yàn)驗(yàn)證優(yōu)化后的動(dòng)力總成主振動(dòng)方向上振動(dòng)加速度明顯降低。

動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)；峰值頻率；共振；優(yōu)化

重型車輛在行駛的過程中，引起車輛振動(dòng)的振動(dòng)源主要有兩個(gè)，一個(gè)是來自行駛路面的隨機(jī)激勵(lì)，另一個(gè)是發(fā)動(dòng)機(jī)在工作過程中產(chǎn)生的激勵(lì)力[1]。車輛振動(dòng)過大，不僅會(huì)影響到車輛的操縱穩(wěn)定性和乘坐舒適性，更為嚴(yán)重的是，有可能造成結(jié)構(gòu)件疲勞開裂和零部件的損壞等現(xiàn)象，從而影響到車輛行駛的安全性。因此，近幾十年來，國內(nèi)外研究學(xué)者對(duì)車輛振動(dòng)問題進(jìn)行了大量的研究，提出了很多設(shè)計(jì)理論和方法。例如，對(duì)動(dòng)力總成懸置元件的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行研究和合理設(shè)計(jì)，使懸置元件的動(dòng)態(tài)性能達(dá)到最優(yōu)[2-3]；基于振動(dòng)理論，通過合理匹配動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的固有頻率，提高懸置系統(tǒng)在各方向上的振動(dòng)解耦率[4-7]等。

本文針對(duì)某重型車輛在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為1900r/min時(shí)出現(xiàn)的動(dòng)力總成異常振動(dòng)問題進(jìn)行試驗(yàn)和分析，并建立動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的簡(jiǎn)化動(dòng)力學(xué)模型，分析懸置系統(tǒng)的固有頻率和各方向上的振動(dòng)解耦率，對(duì)懸置系統(tǒng)的合理性進(jìn)行了評(píng)價(jià)，并對(duì)懸置系統(tǒng)進(jìn)行了優(yōu)化和試驗(yàn)驗(yàn)證。

1 原車試驗(yàn)

1.1 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)布置形式

如圖1所示，該動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)采用六點(diǎn)支承布置，且呈對(duì)稱分布。

圖1 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)支承點(diǎn)布置

其中發(fā)動(dòng)機(jī)采用四點(diǎn)支承的形式，發(fā)動(dòng)機(jī)前懸置布置于靠近發(fā)動(dòng)機(jī)風(fēng)扇處的缸體左右兩側(cè)下方，前懸置與地面成45°傾角安裝并固定在車架上，發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置布置于靠近發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪殼處的左右兩側(cè)下方，后懸置與地面平行安裝并固定在車架上，同時(shí)變速箱左右輔助支承通過橫梁懸吊變速箱，變速箱輔助支承和懸吊橫梁與地面平行安裝并固定在車架上。

1.2 試驗(yàn)儀器

采用DEWETRON公司的數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)和振動(dòng)加速度傳感器。在發(fā)動(dòng)機(jī)前后懸置上布置了四個(gè)振動(dòng)加速度傳感器，在變速箱輔助支承的懸吊橫梁中間處布置了一個(gè)振動(dòng)加速度傳感器，對(duì)于振動(dòng)加速度傳感器的（X、Y、Z）三個(gè)方向定義如下：X方向?yàn)檐囕v前進(jìn)方向、Y方向?yàn)檐囕v橫擺方向、Z方向?yàn)榇怪钡孛娴姆较颉?/p>

2 試驗(yàn)結(jié)果與分析

2.1 各懸置點(diǎn)加速度值

對(duì)于各懸置測(cè)點(diǎn)采集的振動(dòng)加速度數(shù)據(jù)，在采集的數(shù)據(jù)中截取一段較為平穩(wěn)的數(shù)據(jù)，截取時(shí)長為1分鐘，對(duì)截取的數(shù)據(jù)加Hanning窗后進(jìn)行低通濾波處理，求得該段平均加速度均方根值，作為該測(cè)點(diǎn)的加速度值。如表1所示。

表1 各測(cè)點(diǎn)的平均加速度均方根值

從上表可以得到，發(fā)動(dòng)機(jī)左前懸置處，Y向的加速度值高于X向和Z向，Y向?yàn)橹髡駝?dòng)方向，即車輛橫擺方向；發(fā)動(dòng)機(jī)左后懸置處，Z向的加速度值高于X向和Y向，Z向?yàn)橹髡駝?dòng)方向，即車輛垂直方向；發(fā)動(dòng)機(jī)右前懸置處，Y向的加速度值高于X向和Z向，Y向?yàn)橹髡駝?dòng)方向，即車輛橫擺方向；發(fā)動(dòng)機(jī)右后懸置處，Z向的加速度值高于X向和Y向，Z向?yàn)橹髡駝?dòng)方向，即車輛垂直方向；變速箱輔助支承Y向的加速度值高于X向和Z向，Y向?yàn)橹髡駝?dòng)方向，即車輛橫擺方向。

2.2 各測(cè)點(diǎn)主振動(dòng)方向頻譜分析

對(duì)動(dòng)力總成各測(cè)點(diǎn)在主振動(dòng)方向上的振動(dòng)信號(hào)進(jìn)行傅里葉變換，得到其頻域圖，如圖2所示。由圖可得，發(fā)動(dòng)機(jī)左前懸置在Y向上的振動(dòng)峰值頻率為37 Hz，發(fā)動(dòng)機(jī)左后懸置在Z向上的振動(dòng)峰值頻率為28 Hz和32 Hz，發(fā)動(dòng)機(jī)右前懸置在Y向上的振動(dòng)峰值頻率為28 Hz和32 Hz，發(fā)動(dòng)機(jī)右后懸置在Z向上的振動(dòng)峰值頻率為28 Hz和32 Hz，變速箱輔助支承在Y向上的振動(dòng)峰值頻率為 8 Hz、32 Hz和 37 Hz。

圖2 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)各測(cè)點(diǎn)主振動(dòng)方向頻域圖

發(fā)動(dòng)機(jī)激振力頻率f的計(jì)算公式為：

式中：n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，r/min；i為發(fā)動(dòng)機(jī)缸數(shù)；τ為發(fā)動(dòng)機(jī)沖程系數(shù)，對(duì)于四沖程的發(fā)動(dòng)機(jī)，τ=2。因此，該六缸柴油發(fā)動(dòng)機(jī)在1900 r/min時(shí)的激振力頻率為95 Hz，與動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)中各測(cè)點(diǎn)主振動(dòng)方向上的峰值頻率（8Hz、32Hz和37Hz）不相等，不會(huì)產(chǎn)生共振現(xiàn)象。因此發(fā)動(dòng)機(jī)激振力不是造成動(dòng)力總成劇烈振動(dòng)的主要原因。

進(jìn)一步地，對(duì)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的固有頻率進(jìn)行計(jì)算，分析懸置系統(tǒng)的固有頻率與懸置系統(tǒng)中各測(cè)點(diǎn)主振動(dòng)方向上的峰值頻率 （8 Hz、32 Hz和37 Hz）是否會(huì)產(chǎn)生共振。

2.3 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)固有頻率計(jì)算

在Adams/View中建立該動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的簡(jiǎn)化動(dòng)力學(xué)模型，對(duì)動(dòng)力總成的質(zhì)量參數(shù)和質(zhì)心坐標(biāo)進(jìn)行校正，動(dòng)力總成的6個(gè)懸置元件用襯套力處理，輸入懸置元件的X、Y、Z向的剛度參數(shù)，忽略懸置元件的扭轉(zhuǎn)剛度和阻尼，如圖3所示。

圖3 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型

在Adams中加載Vibration模塊，進(jìn)行對(duì)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的自由振動(dòng)分析，計(jì)算出懸置系統(tǒng)的六階固有頻率。如表2所示。

表2 懸置系統(tǒng)原始固有頻率和解耦率

由表可得，動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的一階固有頻率為7.831 Hz，與試驗(yàn)中獲取的變速箱輔助支承的峰值頻率8 Hz較為吻合，容易引起共振。此外，從各方向的解耦率來看，通常在工程應(yīng)用中，要求X、Y、θX和θZ方向的解耦率達(dá)到80%以上，Z和θY方向的解耦率達(dá)到90%以上，而從上表可以看到，X和θZ方向未達(dá)到80%以上的要求，θY方向的解耦率未達(dá)到90%以上的要求，因此懸置系統(tǒng)中存在較為嚴(yán)重的耦合運(yùn)動(dòng)。

因此，需要對(duì)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化。

3 優(yōu)化分析與驗(yàn)證

3.1 設(shè)計(jì)變量

由于空間布置的原因，懸置塊的位置和安裝角度受到了限制，因此六個(gè)懸置元件的安裝位置保持不變，將發(fā)動(dòng)機(jī)左前懸置和右前懸置的安裝角度作為一個(gè)設(shè)計(jì)變量?？紤]到懸置元件生產(chǎn)廠家的實(shí)際生產(chǎn)，將變速箱輔助支承處懸置元件的Z向靜剛度作為一個(gè)設(shè)計(jì)變量，變速箱輔助支承處懸置元件的X向和Y向靜剛度取相同值，作為一個(gè)設(shè)計(jì)變量。

3.2 目標(biāo)函數(shù)

將懸置系統(tǒng)的振動(dòng)能量解耦率作為優(yōu)化設(shè)計(jì)的目標(biāo)，因此取懸置系統(tǒng)的6個(gè)廣義坐標(biāo)對(duì)應(yīng)的主振動(dòng)能量分布的加權(quán)和作為優(yōu)化目標(biāo)函數(shù)。

式中ψi為對(duì)應(yīng)于第i階頻率的加權(quán)因子，TP為對(duì)應(yīng)于第i階頻率振動(dòng)時(shí)，主振動(dòng)方向上的能量百分比。

3.3 約束條件

3.3.1 固有頻率匹配

根據(jù)隔振理論，懸置系統(tǒng)的第6階固有頻率應(yīng)小于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速時(shí)振動(dòng)頻率的1/，該六缸柴油發(fā)動(dòng)機(jī)在怠速800 r/min時(shí)的激振力頻率為40 Hz，為了避免發(fā)動(dòng)機(jī)激振力和懸置系統(tǒng)產(chǎn)生故障，懸置系統(tǒng)的第6階固有頻率上限應(yīng)大于40/=28.3 Hz，取29 Hz。此外為避免因路面激勵(lì)和懸置系統(tǒng)產(chǎn)生共振，懸置系統(tǒng)的第1階固有頻率應(yīng)大于路面激勵(lì)頻率，考慮到變速箱輔助支承處的振動(dòng)信號(hào)中出現(xiàn)8 Hz的峰值頻率可能是由于路面激勵(lì)造成的，為了避開該頻率，懸置系統(tǒng)的第1階固有頻率下限設(shè)置為9 Hz。因此懸置系統(tǒng)的6階固有頻率確定在9—29 Hz之間。

3.3.2 發(fā)動(dòng)機(jī)左前懸置和右前懸置的安裝角度約束

考慮到發(fā)動(dòng)機(jī)空間布置等實(shí)際要求，將發(fā)動(dòng)機(jī)左前懸置和右前懸置的安裝角度約束在15°—45°之間。

3.4 優(yōu)化計(jì)算結(jié)果

在Adams中進(jìn)行優(yōu)化迭代計(jì)算，優(yōu)化后的發(fā)動(dòng)機(jī)前懸置安裝角度為27.14°，變速箱輔助支承的最優(yōu)靜剛度值如表3所示，動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的6階固有頻率和解耦率的優(yōu)化結(jié)果如表4所示。

表3 優(yōu)化后的變速箱輔助支承靜剛度值

如表4所示，懸置系統(tǒng)的6階固有頻率的范圍為10.131—23.473 Hz之間，有效地避開了懸置系統(tǒng)中各測(cè)點(diǎn)主振動(dòng)方向上的峰值頻率（8 Hz、32 Hz和37 Hz），不會(huì)產(chǎn)生共振現(xiàn)象。各方向的解耦率也滿足了在工程應(yīng)用中的要求：X、Y、θX和θZ方向的解耦率達(dá)到80%以上，Z和θY方向的解耦率達(dá)到90%以上，有效地減少了耦合振動(dòng)的發(fā)生。

3.5 驗(yàn)證

考慮到實(shí)際使用和安裝，發(fā)動(dòng)機(jī)前懸置的安裝角度為25°，變速箱輔助支承X、Y、Z向靜剛度分別為：1200 N/mm、1200 N/mm、1400 N/mm。懸置系統(tǒng)各測(cè)點(diǎn)在主振動(dòng)方向上的加速度值，如圖4所示。優(yōu)化后，變速箱輔助支承處主振動(dòng)方向（Y向）的加速度值明顯減小，由原車的3.316 m·s-2減小到0.775 m·s-2，減小幅度為76.6%；此外，發(fā)動(dòng)機(jī)前后懸置的主振動(dòng)方向上的加速度值也有不同程度的減小。

4 結(jié)論

通過對(duì)該重型車輛動(dòng)力總成各測(cè)點(diǎn)的測(cè)試和對(duì)懸置系統(tǒng)固有頻率的計(jì)算分析，得出該車輛動(dòng)力總成振動(dòng)過大的原因是因?yàn)閼抑孟到y(tǒng)的一階固有頻率和變速箱輔助支承Y向的振動(dòng)峰值頻率（8 Hz）產(chǎn)生了共振，從而引起了動(dòng)力總成的劇烈振動(dòng)。

圖4 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化前后各測(cè)點(diǎn)加速度值對(duì)比

為了提高該車輛動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的隔振能力，以該懸置系統(tǒng)的六階固有頻率和振動(dòng)解耦率為優(yōu)化目標(biāo)，對(duì)懸置系統(tǒng)中前懸置安裝角度和變速箱輔助支承的三向靜剛度值進(jìn)行優(yōu)化，通過試驗(yàn)驗(yàn)證，優(yōu)化后的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)主振動(dòng)方向上的振動(dòng)加速度值大幅下降，基本解決了動(dòng)力總成異常振動(dòng)問題。

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ANALYSIS AND OPTIMIZATION OF THE POWERTRAIN VIBRATION EXPERIMENT FOR THE HEAVY VEHICLES

HU Jian DONG Hui-fang
（Chaohu Coellge,Chaohu Anhui 238000）

The powertrain of the heavy vehicles has the abnormal vibration when the engine works at the speed of 1900 r/min.To find the reason,the tests are carried out and the dynamical model of the powertrain mounting system is established to calculate the six order natural frequency of the mounting system.According to the analysis，it is concluded that the reason for the abnormal vibration of the powertrain is that the first order natural frequency of the suspension system is similar to the vibration peak frequency(8 Hz)of the transmission auxiliary support in the Y direction,which is easy to cause resonance.Furthermore,an optimization to mounting system is carried out with the front suspension installation angle of the engine and three-way static stiffness of the gearbox auxiliary support as the design variables and the reasonable matching of natural frequency and energy decoupling ratio as objective function.At last,the real vehicle test verifies that the vibration acceleration in the main vibration direction of the optimized powertrain is obviously reduced.

Mounting system of the power train； Peak frequency； Resonance； Optimization

TK406；TP16

A

：1672-2868（2017）03-0077-06

責(zé)任編輯：陳小舉

2017-03-20

安徽省高等學(xué)校自然科學(xué)研究重點(diǎn)項(xiàng)目（項(xiàng)目編號(hào)：KJ2015A246）

胡?。?985-），男，安徽巢湖人。巢湖學(xué)院機(jī)械與電子工程學(xué)院，工程師。研究方向：動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)。