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摘要：針對(duì)某7t叉車配裝五十鈴6BG1型發(fā)動(dòng)機(jī)存在怠速振動(dòng)過大問題，對(duì)原車的懸置系統(tǒng)隔振效果進(jìn)行測(cè)試。結(jié)合測(cè)試數(shù)據(jù)和動(dòng)力總成已知參數(shù)，對(duì)懸置系統(tǒng)的解耦率、固有頻率及相應(yīng)的能量分布等進(jìn)行分析，通過Adamas軟件對(duì)懸置系統(tǒng)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，調(diào)整發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)剛度，以改善怠速時(shí)振動(dòng)過大問題。

關(guān)鍵詞：懸置系統(tǒng)；剛度；固有頻率；Adamas軟件

0前言

發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)是指在發(fā)動(dòng)機(jī)總成和車架之間放置較為柔軟的部件，隔絕兩者的振動(dòng)傳遞。發(fā)動(dòng)機(jī)本身是一個(gè)內(nèi)在的振動(dòng)源，同時(shí)也受到各種外部的振動(dòng)干擾，需要合理地設(shè)置懸置系統(tǒng)，將發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞到車架的振動(dòng)減小到最低限度。發(fā)動(dòng)機(jī)懸置既是彈性元件，又是隔振裝置，其設(shè)計(jì)應(yīng)滿足如下要求[1]：一是具備支承作用。發(fā)動(dòng)機(jī)懸置是一個(gè)支承元件，它必須能承受發(fā)動(dòng)機(jī)總成的質(zhì)量，使其不產(chǎn)生過大的靜位移而影響工作。二是具備限位作用。發(fā)動(dòng)機(jī)在受到各種干擾力（如制動(dòng)、加速或其他動(dòng)載荷）作用下，懸置應(yīng)能有效限制其最大位移，以避免與相鄰零件碰撞與干涉，確保發(fā)動(dòng)機(jī)能正常工作。三是具備隔振作用。懸置是底盤與發(fā)動(dòng)機(jī)之間的連接件，它應(yīng)具有良好的隔振作用。一方面，它要阻止作為振源的發(fā)動(dòng)機(jī)向車架傳遞振動(dòng)力；另一方面，發(fā)動(dòng)機(jī)懸置須阻止路面不平激勵(lì)等傳遞給發(fā)動(dòng)機(jī)。從隔振角度來講，希望懸置越軟越好，以期將振動(dòng)隔離到最小；而從支承和限位角度來說，考慮到空間結(jié)構(gòu)的緊湊性和有限性，又希望懸置越硬越好。此二者是一個(gè)矛盾體，因此在懸置設(shè)計(jì)中，如何最優(yōu)化選取懸置剛度是一個(gè)難題。本文以某款7t叉車為例，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)懸置剛度優(yōu)化過程進(jìn)行闡述。

1故障現(xiàn)象

某款叉車由發(fā)動(dòng)機(jī)和變速箱構(gòu)成動(dòng)力總成，動(dòng)力總成由4個(gè)懸置安裝在車架上。該叉車配裝五十鈴6BG1型發(fā)動(dòng)機(jī)，在發(fā)動(dòng)機(jī)怠速工況下整車振動(dòng)過大，嚴(yán)重影響操作舒適性。

2原車振動(dòng)測(cè)試

為了查找故障的原因，我們對(duì)原車的懸置系統(tǒng)隔振效果進(jìn)行測(cè)試。在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為730r/min時(shí)，對(duì)司機(jī)座椅、方向盤、發(fā)動(dòng)機(jī)、懸置振動(dòng)進(jìn)行測(cè)試，采集數(shù)據(jù)如表1和表2所示。表1、表2中，沿曲軸中心線向風(fēng)扇端為X軸正向；從風(fēng)扇端看，向右為Y軸正向；從風(fēng)扇端看，向上為Z軸正向。ax、ay、az分別為X、Y、Z向的加速度，av為X、Y、Z向的振動(dòng)加速度綜合值（RMS值），單位為m/s2。方向盤av計(jì)算公式為：從表1和表2測(cè)試數(shù)據(jù)來看，發(fā)動(dòng)機(jī)減振器的隔振率非常好，變速箱減振器的隔振率偏低（尤其是Y向），導(dǎo)致方向盤、座椅振動(dòng)過大。

3原車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)驗(yàn)算

3.1發(fā)動(dòng)機(jī)激振頻率計(jì)算

發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)分為燃燒激振和慣性力激振，怠速振動(dòng)異常一般是由燃燒激振導(dǎo)致，其激振頻率就是發(fā)動(dòng)機(jī)的點(diǎn)火頻率，點(diǎn)火頻率的計(jì)算公式[1]如下：

3.2懸置系統(tǒng)參數(shù)確定

為便于計(jì)算，先設(shè)定動(dòng)力總成的原點(diǎn)坐標(biāo)系。以發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸中心線與發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪殼后端面的交點(diǎn)為原點(diǎn)，朝向風(fēng)扇端為X軸，從風(fēng)扇端看朝向右側(cè)為Y軸，朝向上為Z軸。如圖1所示。經(jīng)核查設(shè)計(jì)資料，得知發(fā)動(dòng)機(jī)和變速箱的質(zhì)量、質(zhì)心、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等參數(shù)，如表3所示。表3中，LX、LY、LZ分別表示部件質(zhì)心坐標(biāo)偏離原點(diǎn)坐標(biāo)的X、Y、Z方向的距離，單位為mm；Ix2、Iy2、Iz2分別表示部件通過質(zhì)心繞X、Y、Z軸旋轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，單位為kg·mm2。根據(jù)表3，計(jì)算得到合成后動(dòng)力總成的質(zhì)量、質(zhì)心、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，如表4所示。經(jīng)核查設(shè)計(jì)資料，得知各懸置的中心坐標(biāo)與剛度值，如表5所示。KdX、KdY、KdZ分別表示懸置的X、Y、Z方向的動(dòng)剛度值，單位為N/mm。各懸置的布置方式如圖2所示。

3.3固有頻率及振型分析計(jì)算

根據(jù)表4和表5的數(shù)據(jù)，通過Adamas軟件計(jì)算，可得到懸置系統(tǒng)的固有頻率和能量分布百分比，如表6所示。X、Y、Z、RX、RY、RZ分別代表X向平移、Y向平移、Z向平移、繞X軸、繞Y軸、繞Z軸振型的能量占比，單位為%。根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)隔振原理，發(fā)動(dòng)機(jī)激振頻率與懸置系統(tǒng)固有頻率的比值λ＞√2時(shí)，懸置系統(tǒng)才能起到隔振作用。從振動(dòng)解耦來看，由于發(fā)動(dòng)機(jī)的激振力主要有垂直方向（Z）和繞曲軸軸線旋轉(zhuǎn)方向（Rx）兩種，因此應(yīng)盡量使這兩個(gè)方向的振動(dòng)耦合程度減小，即在某一固有頻率振動(dòng)下，能量盡量集中到一個(gè)方向上去。從表6數(shù)據(jù)來看，懸置系統(tǒng)的第6階固有頻率為27.2Hz，相應(yīng)的主振型為繞發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸旋轉(zhuǎn)方向，能量占比為85.96%，其解耦率還可以，但固有頻率偏高，導(dǎo)致頻率比λ偏低。λ計(jì)算見公式（4），把上文計(jì)算得到的發(fā)動(dòng)機(jī)激振頻率36.5Hz和表6中的6價(jià)固有頻率27.2代入，得到頻率比為1.34。顯然λ＞√2，不能滿足隔振的要求。λ=f/fn=36.5/27.2=1.34（4）

4懸置系統(tǒng)優(yōu)化

根據(jù)隔振原理，頻率比λ越大，懸置系統(tǒng)隔振效果越好，一般工程上頻率比λ取值在2.5~4之間，在此λ取2.7，把發(fā)動(dòng)機(jī)的激振頻率代入式（4），則得到系統(tǒng)固有頻率如下：fn=f/λ=36.5/2.7=13.5Hz（5）懸置系統(tǒng)的固有頻率是由懸置的動(dòng)剛度和懸置承受的重力決定的，其計(jì)算[2]如下：Kd=（2πfn）2·W/（1000·g）（6）式中：Kd——?jiǎng)觿偠龋琋/mm；fn——固有頻率，Hz；W——懸置的支撐重力，N；g——重力加速度，9.8m/s2。根據(jù)表4和表5中質(zhì)量、質(zhì)心坐標(biāo)、懸置中心坐標(biāo)，可計(jì)算出各懸置的支撐重力W，再把支撐重力代入式（6），可得到各懸置的垂直動(dòng)剛度值Kdz，如表7所示。根據(jù)試驗(yàn)測(cè)試數(shù)據(jù)，結(jié)合實(shí)際減振墊的選型，采用適當(dāng)降低變速箱的剛度值及減振墊的徑向剛度值的方法，改善Y向的隔振效果。同時(shí)考慮減少減振墊的種類，初步確定懸置動(dòng)剛度值如表8所示。把表8中的剛度值輸入軟件中進(jìn)行運(yùn)算，得到優(yōu)化后的系統(tǒng)固有頻率和能量分布百分比，如表9所示。從表9中得知，優(yōu)化后的懸置系統(tǒng)解耦率得到了明顯提升，各階解耦率均在90%以上，第6階固有頻率為22.8Hz，比優(yōu)化前有所降低，加大了頻率比λ，根據(jù)式（4）計(jì)算優(yōu)化后的頻率比λ比為1.6，顯然λ＞√2，滿足隔振要求。

5試驗(yàn)驗(yàn)證

懸置系統(tǒng)優(yōu)化后試驗(yàn)測(cè)試數(shù)據(jù)如表10和表11所示。從表10和表11可看出，調(diào)整懸置剛度值后，動(dòng)力總成懸置的隔振率得到了明顯的提升，方向盤和座椅的振動(dòng)也得到極大改善。

6結(jié)論

發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)是個(gè)比較復(fù)雜的問題，設(shè)計(jì)的因素較多，其設(shè)計(jì)的優(yōu)劣對(duì)整車的振動(dòng)特性產(chǎn)生重要的影響。本文針對(duì)7t叉車怠速振動(dòng)過大問題，在不改變懸置系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)形式、幾何位置和懸置軟墊結(jié)構(gòu)情況下，通過簡(jiǎn)化計(jì)算模型，以懸置的支撐力初步計(jì)算垂直方向的剛度值，再運(yùn)用Adamas軟件對(duì)懸置系統(tǒng)參數(shù)進(jìn)行解耦運(yùn)算，校對(duì)懸置剛度取值是否合理，最終通過改變懸置的剛度值改善了整車振動(dòng)問題。

參考文獻(xiàn)

[1]趙彤航.CA161汽車發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)隔振的研究[D].長(zhǎng)春:吉林大學(xué),2002.

[2]陸軍.客車發(fā)動(dòng)機(jī)懸置固有頻率選擇[J]2015(2):96-99.

作者:韋德平 單位:柳州柳工叉車有限公司