動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)改進(jìn)與試驗(yàn)分析

徐中明，李 曉

(重慶大學(xué) a.機(jī)械傳動(dòng)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室;b.機(jī)械工程學(xué)院，重慶 400030)

動(dòng)力總成和懸置元件組成動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)(以下簡(jiǎn)稱懸置系統(tǒng))。懸置系統(tǒng)能夠衰減動(dòng)力總成和車(chē)架之間的振動(dòng)傳遞，并起到隔振、支承和限位的作用。懸置系統(tǒng)一般從固有頻率合理分配、提高解耦率、降低振動(dòng)傳遞率或作用力等角度考慮進(jìn)行設(shè)計(jì)［1－3］，其中解耦方法在懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)中應(yīng)用最為廣泛，主要有扭矩軸解耦、彈性解耦和能量解耦等［4－5］。當(dāng)懸置彈性中心與系統(tǒng)質(zhì)心重合時(shí)，懸置系統(tǒng)在6個(gè)方向上的振動(dòng)完全解耦。多數(shù)文獻(xiàn)［6－17］都是從隔振的角度進(jìn)行懸置系統(tǒng)的分析和設(shè)計(jì)，然后對(duì)懸置系統(tǒng)進(jìn)行仿真，再結(jié)合試驗(yàn)驗(yàn)證懸置系統(tǒng)的隔振性能。本文從支撐和限位的角度出發(fā)，針對(duì)某并聯(lián)式混合動(dòng)力客車(chē)實(shí)際運(yùn)行中由于電機(jī)輸出軸與動(dòng)力總成之間的運(yùn)動(dòng)干涉所引起的連接法蘭盤(pán)斷裂的問(wèn)題，對(duì)懸置系統(tǒng)進(jìn)行分析，提出改進(jìn)方案，并進(jìn)行試驗(yàn)測(cè)試。

1 懸置系統(tǒng)剛體動(dòng)力學(xué)建模與分析

并聯(lián)式混合動(dòng)力客車(chē)具有發(fā)動(dòng)機(jī)和電動(dòng)機(jī)2個(gè)動(dòng)力源。本文將發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力總成(包括發(fā)動(dòng)機(jī)、離合器和變速箱)作為研究對(duì)象。懸置系統(tǒng)的固有頻率通常比動(dòng)力總成自身的自由模態(tài)頻率低得多，因此在研究懸置系統(tǒng)模態(tài)特性時(shí)將動(dòng)力總成視為剛體，將橡膠懸置元件簡(jiǎn)化為三向正交的彈簧阻尼模型，從而將懸置系統(tǒng)簡(jiǎn)化成6自由度振動(dòng)系統(tǒng)，并建立其剛體動(dòng)力學(xué)模型，如圖1所示。

圖1 動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)剛體動(dòng)力學(xué)模型

圖1中動(dòng)力總成的質(zhì)量為1 012 kg。慣量參數(shù)如表1所示。懸置元件剛度參數(shù)如表2所示。

表1 動(dòng)力總成的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和慣性積 kg·m2

表2 橡膠元件的剛度 N·mm－1

對(duì)懸置系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析，結(jié)果如表3所示。從表3可以看出:懸置系統(tǒng)的固有頻率偏低，整個(gè)懸置系統(tǒng)偏軟，導(dǎo)致總成位移偏大，造成運(yùn)動(dòng)干涉，這與實(shí)際中該客車(chē)出現(xiàn)的問(wèn)題相符。從能量解耦情況看，解耦率比較差，除了第1階模態(tài)沿X軸向平動(dòng)的解耦率較理想外，其他各階的耦合都很?chē)?yán)重，因此懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)不合理，需改進(jìn)。

表3 懸置系統(tǒng)各階固有頻率和能量解耦率

2 懸置系統(tǒng)改進(jìn)

原方案中變速箱處于懸臂狀態(tài)，懸置系統(tǒng)又偏軟，使得動(dòng)力總成與車(chē)架的相對(duì)位移較大，造成動(dòng)力總成與電機(jī)輸出軸之間產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉，從而導(dǎo)致法蘭盤(pán)斷裂。因此，為了降低動(dòng)力總成與車(chē)架的相對(duì)位移，抑制運(yùn)動(dòng)干涉，從降低成本并且使改進(jìn)方案簡(jiǎn)單、易實(shí)現(xiàn)的角度考慮，結(jié)合變速箱的實(shí)際結(jié)構(gòu)尺寸特點(diǎn)，在變速箱下方添加一對(duì)相同的懸置元件作為輔助支撐，原有的懸置不變。改進(jìn)方案如圖2所示。

圖2 改進(jìn)方案

以提高懸置系統(tǒng)固有頻率和能量解耦率為目的，對(duì)變速箱下方的一對(duì)懸置元件進(jìn)行優(yōu)化計(jì)算，優(yōu)化結(jié)果如表4、5所示。從表5的結(jié)果來(lái)看，固有頻率和能量解耦率都明顯提高很多。

表4 懸置剛度優(yōu)化結(jié)果 N·mm－1

表5 優(yōu)化后各階固有頻率和能量解耦率

3 懸置系統(tǒng)試驗(yàn)測(cè)試分析

為了檢驗(yàn)在變速箱下方添加懸置后對(duì)動(dòng)力總成側(cè)傾角的影響，測(cè)量了原方案和改進(jìn)方案總成和車(chē)架的角位移，從而分析改進(jìn)前后動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的傾角變化情況。

3.1 試驗(yàn)方法

試驗(yàn)時(shí)通過(guò)角位移傳感器和數(shù)據(jù)采集器記錄各個(gè)工況下動(dòng)力總成與車(chē)架的側(cè)傾角位移信號(hào)。角位移傳感器分別安裝在變速器和車(chē)架縱梁上，如圖3所示。

圖3 角位移傳感器布置位置

試驗(yàn)選擇在混合模式下，車(chē)輛分別以40、50和60 km/h的車(chē)速勻速行駛，然后再進(jìn)行制動(dòng)的工況。為保證試驗(yàn)的一致性，車(chē)輛由同一個(gè)駕駛員來(lái)控制。使用IMC采集器記錄角位移傳感器輸出的電壓信號(hào)，采樣頻率為100 Hz，采樣時(shí)間為120 s。

3.2 結(jié)果分析

根據(jù)試驗(yàn)記錄，利用IMC FAMOS軟件編程將角位移傳感器所測(cè)得的電壓信號(hào)換算為角度，對(duì)各工況下記錄的角位移信號(hào)進(jìn)行處理。

試驗(yàn)所測(cè)得的角位移是相對(duì)于水平位置的。由于路況多變，動(dòng)力總成和車(chē)架的角位移傳感器有相互偏差，因此只能分析動(dòng)力總成和車(chē)架之間的相對(duì)角位移。

以40 km/h等速－制動(dòng)工況為例。圖4、5分別給出了原方案和改進(jìn)方案動(dòng)力總成和車(chē)架的側(cè)傾角位移、相對(duì)側(cè)傾角位移。

由圖4、5可知:

1)可以直觀地看出加裝變速器下方懸置后，在制動(dòng)時(shí)，相對(duì)側(cè)傾角明顯變小。

2)在不同試驗(yàn)工況下，動(dòng)力總成與車(chē)架的相對(duì)角位移在等速時(shí)有波動(dòng)，這是由于路況造成的。

為了方便準(zhǔn)確地對(duì)比懸置系統(tǒng)改進(jìn)前后的效果，按如下方法計(jì)算各工況下動(dòng)力總成相對(duì)車(chē)架的角位移:

1)從動(dòng)力總成和車(chē)架的角位移時(shí)域圖中，判斷出制動(dòng)開(kāi)始的時(shí)間和結(jié)束的時(shí)間，從中截取出制動(dòng)階段。

2)在制動(dòng)階段計(jì)算動(dòng)力總成和車(chē)架的相對(duì)角位移時(shí)，考慮到路況的變化，計(jì)算相對(duì)角位移的最大值和最小值，得到制動(dòng)階段動(dòng)力總成和車(chē)架相對(duì)角位移的變化范圍，以此作為評(píng)價(jià)指標(biāo)。

各工況下的相對(duì)側(cè)傾角位移如表6所示。圖6為繪制出的折線。

表6 制動(dòng)階段動(dòng)力總成與車(chē)架的相對(duì)側(cè)傾角位移范圍

圖6 制動(dòng)階段動(dòng)力總成與車(chē)架的相對(duì)側(cè)傾角位移范圍

圖6對(duì)比了在同一工況下改進(jìn)方案和原方案的效果。結(jié)果表明，在加裝變速器下方懸置后，動(dòng)力總成和車(chē)架的相對(duì)側(cè)傾角明顯變小，說(shuō)明改進(jìn)方案取得了良好的效果，能夠有效防止動(dòng)力總成和電機(jī)輸出軸之間的運(yùn)動(dòng)干涉。

4 結(jié)束語(yǔ)

本文通過(guò)分析混合動(dòng)力客車(chē)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的模態(tài)特性，提出了懸置系統(tǒng)改進(jìn)方案，并進(jìn)行了試驗(yàn)測(cè)試。結(jié)果表明，改進(jìn)方案能有效地減小動(dòng)力總成和車(chē)架之間的相對(duì)側(cè)傾角，對(duì)改善動(dòng)力總成和電機(jī)輸出軸之間的運(yùn)動(dòng)干涉具有良好作用。目前改進(jìn)方案已經(jīng)獲得了實(shí)際應(yīng)用。

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