某混合動(dòng)力總成系統(tǒng)模態(tài)頻率匹配分析

張遠(yuǎn)亮，張立民

(1.四川城市職業(yè)學(xué)院 汽車(chē)與信息工程學(xué)院，四川 成都 610110； 2.西南交通大學(xué) 牽引動(dòng)力國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，四川 成都 610031)

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某混合動(dòng)力總成系統(tǒng)模態(tài)頻率匹配分析

張遠(yuǎn)亮1，張立民2

(1.四川城市職業(yè)學(xué)院 汽車(chē)與信息工程學(xué)院，四川 成都 610110； 2.西南交通大學(xué) 牽引動(dòng)力國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，四川 成都 610031)

針對(duì)某混5408動(dòng)力總成系統(tǒng)的雙層隔振問(wèn)題，利用ADAMS動(dòng)力學(xué)仿真軟件建立了柔性車(chē)架、剛性柴油發(fā)電機(jī)組的剛?cè)狁詈夏Ｐ?對(duì)該雙層隔振系統(tǒng)進(jìn)行了模態(tài)分析計(jì)算，得到了雙層隔振系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù).對(duì)混合動(dòng)力系統(tǒng)各主要部件、混合動(dòng)力系統(tǒng)與車(chē)體、混合動(dòng)力系統(tǒng)與柴油發(fā)電機(jī)組進(jìn)行了模態(tài)頻率匹配分析.結(jié)果表明：混合動(dòng)力總成系統(tǒng)隔振器剛度設(shè)計(jì)滿足各部件、車(chē)體及柴油發(fā)電機(jī)組之間不發(fā)生強(qiáng)烈耦合共振，模態(tài)匹配合理，隔振器剛度設(shè)計(jì)得當(dāng).

混合動(dòng)力；雙層隔振；剛?cè)狁詈?；模態(tài)頻率匹配

0 引言

通過(guò)彈性元件將內(nèi)燃機(jī)與基礎(chǔ)連接構(gòu)成的單層隔振系統(tǒng)，其振級(jí)落差一般可達(dá)20～25 dB，但對(duì)于振動(dòng)、噪聲指標(biāo)要求高的設(shè)備，單層隔振系統(tǒng)已不能達(dá)到隔振要求[1].相關(guān)設(shè)計(jì)人員已經(jīng)開(kāi)展了雙層隔振系統(tǒng)深入研究[2- 4]，以達(dá)到減振降噪的設(shè)計(jì)目標(biāo).

在設(shè)計(jì)應(yīng)用中，由于隔振器安裝位置的固定、隔振系統(tǒng)的質(zhì)心及幾何不對(duì)稱等現(xiàn)實(shí)約束條件，這些導(dǎo)致系統(tǒng)的固有頻率是耦合在一起的.這樣，僅有合理調(diào)節(jié)隔振器各向剛度值，才能使系統(tǒng)各部件的固有頻率相互隔離、系統(tǒng)的固有頻率避開(kāi)激振力(力矩)頻率范圍，實(shí)現(xiàn)雙層隔振系統(tǒng)的固有頻率與激振力頻率的合理匹配[5- 6].

本文利用ADAMS動(dòng)力學(xué)仿真軟件建立了混合動(dòng)力總成雙層隔振系統(tǒng)的剛?cè)狁詈夏Ｐ?，?duì)雙層隔振系統(tǒng)進(jìn)行了模態(tài)分析計(jì)算，判斷了雙層隔振系統(tǒng)模態(tài)匹配的合理性.

1 混合動(dòng)力總成系統(tǒng)簡(jiǎn)介

研究對(duì)象是電力與內(nèi)燃混合動(dòng)力動(dòng)車(chē)組內(nèi)燃動(dòng)力包總成.動(dòng)力總成通過(guò)隔振器吊裝在動(dòng)車(chē)組車(chē)體下方，如圖1所示.動(dòng)力總成是將包各部件(柴油發(fā)電機(jī)組2、散熱器3、空濾器4、消音器5、液壓泵6和靜液壓油箱7、水箱8以及各系統(tǒng)之間的連接管路)集成在一個(gè)框架上，如圖2.

圖1 動(dòng)力總成懸掛示意圖

圖2 動(dòng)力總成組成結(jié)構(gòu)

該動(dòng)力總成采用雙層結(jié)構(gòu)隔振系統(tǒng)，框架與底部連接的隔振器稱為二級(jí)隔振器組，柴油發(fā)電機(jī)組與框架之間的隔振器稱為一級(jí)隔振器組.

二級(jí)隔振器組由4個(gè)V型隔振器組成，編號(hào)為分別為2- 1～2- 4，如圖3(a)所示；一級(jí)隔振器組由9個(gè)柱狀隔振器組成，編號(hào)分別為1- 1～1- 9，如圖3(b)所示.

(a)二級(jí)隔振器 (b)一級(jí)隔振器

圖3 橡膠隔振器

動(dòng)力總成柴油發(fā)電機(jī)組是動(dòng)力總成中的主要激振源，通過(guò)5個(gè)橡膠隔振器安裝在框架上；框架通過(guò)4個(gè)橡膠隔振器安裝在動(dòng)車(chē)車(chē)體下方，共同組成雙層隔振的主隔振系統(tǒng).此外散熱器和靜液壓泵組通過(guò)4個(gè)橡膠隔振器安裝于框架上構(gòu)成雙層隔振系統(tǒng)的兩個(gè)子隔振系統(tǒng).

圖4 隔振器位置和編號(hào)

主要組成部分質(zhì)量kg轉(zhuǎn)動(dòng)慣量/(kg·m-2)JxJyJz柴油發(fā)電機(jī)組1986132817950框架8304318851284液壓泵500.140.660.67散熱器50026169159

動(dòng)力包隔振系統(tǒng)的各個(gè)隔振器的位置和編號(hào)如圖4，各附屬部件的結(jié)構(gòu)參數(shù)和物理參數(shù)如表1.

2 混合動(dòng)力總成系統(tǒng)模型的建立

將動(dòng)力包簡(jiǎn)化為四個(gè)部件，分別為框架、柴油發(fā)電機(jī)組、散熱器和靜壓泵.根據(jù)實(shí)際情況，將框架考慮為柔性體，柴油發(fā)電機(jī)組、散熱器和靜壓泵簡(jiǎn)化為剛性體且通過(guò)隔振器懸掛在框架上，框架二級(jí)隔振器下端連接在框架，上端固定約束.橡膠隔振器簡(jiǎn)化為三向彈簧模型，采用ADAMS動(dòng)力學(xué)仿真軟件建立了雙層隔振動(dòng)力學(xué)模型.

動(dòng)力包剛?cè)狁詈夏B(tài)計(jì)算簡(jiǎn)化模型如圖5所示.

圖5 混合動(dòng)力總成系統(tǒng)模態(tài)計(jì)算簡(jiǎn)化模型

3 混合動(dòng)力總成系統(tǒng)模態(tài)分析及模態(tài)匹配

模態(tài)分析的實(shí)質(zhì)是一種坐標(biāo)變換.其目的在于把原來(lái)在物理坐標(biāo)系統(tǒng)中描述的響應(yīng)向量，放到所謂“模態(tài)坐標(biāo)系統(tǒng)”中來(lái)描述，這一坐標(biāo)系統(tǒng)的每一個(gè)基向量恰是振動(dòng)系統(tǒng)的一個(gè)特征向量[7- 9].

3.1 混合動(dòng)力系統(tǒng)各主要部件模態(tài)匹配分析

利用ADAMS動(dòng)力學(xué)仿真軟件，計(jì)算分析混合動(dòng)力總成系統(tǒng)模態(tài)參數(shù).實(shí)際中因液壓泵質(zhì)量較小，忽略該部件.

將框架的剛體和彈性模態(tài)，柴油發(fā)電機(jī)組剛性模態(tài)和散熱器剛性模態(tài)歸納如表2.從表中可以看出：對(duì)框架和柴油機(jī)組的固有頻率值在6個(gè)剛體自由度方向分別進(jìn)行比較，即表2中每一行的數(shù)值，可知各個(gè)自由度對(duì)應(yīng)的固有頻率值均相差較大，不會(huì)發(fā)生耦合共振.

對(duì)框架和散熱器的固有頻率值在6個(gè)剛體自由度方向分別進(jìn)行比較，即表2中每一行的數(shù)值，可知各個(gè)自由度對(duì)應(yīng)的固有頻率值均相差較大，不發(fā)生耦合共振.

框架彈性模態(tài)與柴油發(fā)電機(jī)組和散熱器的剛體模態(tài)對(duì)應(yīng)的頻率值均相差較大，也不發(fā)生耦合共振.結(jié)果表明:動(dòng)力包隔振器剛度設(shè)計(jì)滿足動(dòng)力包部件之間不發(fā)生耦合共振.

表2 動(dòng)力總成系統(tǒng)各部件模態(tài)參數(shù)

3.2 混合動(dòng)力系統(tǒng)與車(chē)體固有頻率匹配分析

為了避免車(chē)體與動(dòng)力包發(fā)生耦合共振，對(duì)車(chē)體、混合動(dòng)力系統(tǒng)框架和柴油機(jī)組進(jìn)行了模態(tài)匹配分析，車(chē)體的模態(tài)固有頻率如表3.車(chē)體與框架的模態(tài)匹配如表4.

表3 車(chē)體模態(tài)參數(shù)

表4 車(chē)體與框架的模態(tài)匹配

3.3 混合動(dòng)力系統(tǒng)與柴油發(fā)電機(jī)組激勵(lì)頻率匹配分析

柴油發(fā)電機(jī)組的激振力有往復(fù)慣性力(矩)、離心慣性力(矩)、傾倒力矩，其中往復(fù)慣性力(矩)和離心慣性力(矩)幅值很小，不會(huì)引起系統(tǒng)強(qiáng)烈共振；傾倒力矩以3諧次和6諧次為主，其頻率與柴油機(jī)轉(zhuǎn)速有關(guān).不同轉(zhuǎn)速的激勵(lì)頻率如表5所示.

表5 柴油發(fā)電機(jī)組的轉(zhuǎn)速與激勵(lì)頻率關(guān)系

從表5可以看出：柴油發(fā)電機(jī)組的激勵(lì)主要是繞x軸的扭矩，動(dòng)力包框架，柴油發(fā)電機(jī)組和散熱器的側(cè)滾固有頻率分別為29.05，13.04和5.61 Hz，能夠避開(kāi)柴油發(fā)電機(jī)組的主要激勵(lì)頻率，因此不會(huì)發(fā)生耦合共振.

4 結(jié)論

利用ADAMS動(dòng)力學(xué)仿真軟件對(duì)某型混合動(dòng)力總成系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析，然后對(duì)模態(tài)結(jié)果進(jìn)行了簡(jiǎn)單的頻率匹配分析，結(jié)果表明：混合動(dòng)力總成系統(tǒng)隔振器剛度設(shè)計(jì)滿足各部件、車(chē)體及柴油發(fā)電機(jī)組之間不發(fā)生強(qiáng)烈耦合共振，模態(tài)匹配合理，隔振器剛度設(shè)計(jì)得當(dāng).

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Modal Frequency Matching Analysis of A Hybrid Powertrain System

ZHANG Yuanliang1,ZHANG Limin2

(1.Automotive and Information Engineering,Sichuan Urban Voctional College,Chengdu 610110,China； 2.The State Key Laboratory of Traction Power,Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031,China)

For a double-hybrid powertrain vibration isolation system,a rigid coupling model of flexible frame and rigidity of diesel generator sets is established according to ADAMS dynamic simulation software.The modal analysis and calculation are conducted,and the modal parameters are obtained.The modal frequency matching analysis is also carried out for the main components of hybrid system,the hybrid system and the vehicle-body,the hybrid system with diesel generator set.The results show that the stiffness isolator design of hybrid power train meets that strongly coupled resonance do not occur in the components,vehicle and diesel generator set with suitable modal match and proper isolator stiffness.

hybrid powertrain system;double isolation;rigid coupling;modal frequency matching analysis

1673- 9590(2016)03- 0023- 04

2015- 09- 20

張遠(yuǎn)亮(1988-),男，助教,碩士，主要從事車(chē)輛分析及隔振設(shè)計(jì)的研究E-mail:ylzhang@163.com.

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