基于Adams振動(dòng)解耦的某重型汽車懸置匹配計(jì)算

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(dòng)解耦的某重型汽車懸置匹配計(jì)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(dòng)機(jī)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(guó)曼發(fā)動(dòng)機(jī)+法士特變速箱的懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)為實(shí)例，介紹重型汽車發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)的靜力計(jì)算和彎矩校核，膠墊剛度計(jì)算和Adams解耦率分析，并介紹懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)的基本方法和步驟。

重型汽車；靜力計(jì)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(dòng)和噪聲控制逐漸成為汽車設(shè)計(jì)人員需要解決的首要問題之一，因而對(duì)隔離發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)噪聲向車內(nèi)傳遞的關(guān)鍵部件—發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)要求越來越高[1]。如果由發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生的振動(dòng)如果得不到有效控制，會(huì)引起與車架相連的車身零部件產(chǎn)生振動(dòng)和噪聲，還會(huì)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(shí)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(gè)重要指標(biāo)，所以，有效地隔離振動(dòng)是振動(dòng)控制中的一個(gè)相當(dāng)重要的問題，而更有效地進(jìn)行主動(dòng)隔振也成為汽車設(shè)計(jì)的重要研究課題。本文以某重型汽車懸置系統(tǒng)的匹配計(jì)算和試驗(yàn)驗(yàn)證為例，介紹懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)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(dòng)力總成，動(dòng)力總成長(zhǎng)度超過3300mm，重量約1022Kg，發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)穩(wěn)定性，減小振動(dòng)，同時(shí)便于發(fā)動(dòng)機(jī)的布置。為了避免發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體后端面產(chǎn)生過大的彎矩及發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生俯仰振動(dòng)，因此在變速箱上增加2個(gè)輔助支承點(diǎn)，從而形成六點(diǎn)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(dòng)機(jī)前懸置結(jié)構(gòu)布置采用V形60°設(shè)計(jì)。對(duì)稱布置，這樣可減少發(fā)動(dòng)機(jī)的左右扭動(dòng)。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(duì)于重型發(fā)動(dòng)機(jī)，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(dòng)機(jī)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(jì)，是為了減小發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體后端面的靜態(tài)彎矩，屬于輔助支撐，對(duì)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(dòng)力總成懸置系統(tǒng)受力計(jì)算及膠墊的剛度計(jì)算需要大量的原始參數(shù)，如表1所示。

表1 發(fā)動(dòng)機(jī)技術(shù)參數(shù)表

1.3 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)模型受力分析

一般很難找動(dòng)力總成真正的扭矩軸線，因此，通?？梢园寻l(fā)動(dòng)機(jī)和變速箱重心的連線作為轉(zhuǎn)動(dòng)中心線，可以認(rèn)為動(dòng)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(dòng)機(jī)的參數(shù)以及懸置布置，繪制動(dòng)力總成受力分析圖。為方便計(jì)算，匯總分析圖中的各數(shù)據(jù)見表2，動(dòng)力總成模型受力分析圖見圖4。其中We為發(fā)動(dòng)機(jī)、發(fā)動(dòng)機(jī)內(nèi)冷卻液、發(fā)動(dòng)機(jī)油、離合器的重量總和；Wt為的重量總和；R1為發(fā)動(dòng)機(jī)前懸置點(diǎn)受力；R2為發(fā)動(dòng)機(jī)后懸置點(diǎn)受力；R3為變速箱懸置支撐點(diǎn)受力。

表2 原始計(jì)算數(shù)據(jù)表

以發(fā)動(dòng)機(jī)前懸置支撐點(diǎn)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(dòng)機(jī)懸置受力平衡，列平衡方程式：

Mx決定飛輪殼和發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體后端面的撓度，其計(jì)算公式：

分析上圖動(dòng)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(jì)算得出

計(jì)算結(jié)果表明，機(jī)體后端面彎矩值大于發(fā)動(dòng)機(jī)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(jì)算得出R2=4899N將R2、R3帶入公式(2)計(jì)算得出R1=3846N。

2、膠墊剛度計(jì)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(gè)分力。同時(shí)，在Ks方向上也有一個(gè)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(xiàn)[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(xiàn)[5])單個(gè)后懸置膠墊靜剛度k 2=P2/f 2=662N/mm；單個(gè)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(dòng)靜剛度比值為1.3～1.4，實(shí)際應(yīng)用中常取1.3，由此計(jì)算得到以下參數(shù)：?jiǎn)蝹€(gè)后懸置膠墊動(dòng)剛度=1.3k2=861N/mm；單個(gè)變速箱懸置膠墊動(dòng)剛度=1.3k 3=198N/mm。

2.1 發(fā)動(dòng)機(jī)前懸置設(shè)計(jì)計(jì)算

如圖5所示。為方便計(jì)算，將計(jì)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(jiǎn)圖

表3 前懸置計(jì)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(diǎn)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(dòng)力總成懸置系統(tǒng)解耦率Adams計(jì)算

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

以發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪后端面與曲軸中心線交點(diǎn)為原點(diǎn)，X軸為曲軸中心線方向，正向指向發(fā)動(dòng)機(jī)后端；Z向?yàn)楦纵S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(dòng)力總成懸置安裝坐標(biāo)和膠墊剛度等信息輸入Adams六點(diǎn)懸置模型，如圖6：

圖6 Adams六點(diǎn)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(jì)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(jī)計(jì)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(yàn)驗(yàn)證

對(duì)裝配的樣車采用B&K 12通道數(shù)據(jù)采集機(jī)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(yàn)?zāi)Ｐ腿缦聢D：

圖7 隔振試驗(yàn)?zāi)Ｐ?/p>

4.1 測(cè)試工況和試驗(yàn)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(cè)試。

其隔振效率試驗(yàn)數(shù)據(jù)見表4：

表4 懸置系統(tǒng)振動(dòng)數(shù)據(jù)

總體上來看，發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)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(dòng)機(jī)振動(dòng)的作用

5、結(jié)束語

本文對(duì)某重卡動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行了理論計(jì)算和Adams分析。后經(jīng)過樣車試制、怠速乘坐主觀評(píng)價(jià)、和使用客戶評(píng)價(jià)，理論計(jì)算實(shí)驗(yàn)測(cè)試結(jié)果和實(shí)際裝車感受結(jié)果表明，該套動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)符合減振要求，滿足了日趨年輕的駕駛員對(duì)整車的舒適性要求。

[1] 劉國(guó)超.重型商用卡車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)匹配與優(yōu)化設(shè)計(jì)[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(jì)[J]．合肥工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào):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(guó)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(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)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(dòng)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(jì)工作。