礦用卡車發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)設(shè)計

李海亮，李志偉

（1.神華集團(tuán)準(zhǔn)能公司設(shè)備維修中心，內(nèi)蒙古呼和浩特010300；2.神華軌道機(jī)械化維護(hù)分公司準(zhǔn)格爾工務(wù)機(jī)械段，內(nèi)蒙古鄂爾多斯010300）

礦用卡車發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)設(shè)計

李海亮1，李志偉2

（1.神華集團(tuán)準(zhǔn)能公司設(shè)備維修中心，內(nèi)蒙古呼和浩特010300；2.神華軌道機(jī)械化維護(hù)分公司準(zhǔn)格爾工務(wù)機(jī)械段，內(nèi)蒙古鄂爾多斯010300）

對應(yīng)用在神華準(zhǔn)格爾黑岱溝露天礦的重型礦用卡車的發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)提出了合理的設(shè)計指標(biāo)，對其進(jìn)行分析，包括強(qiáng)度、剛度、動力總成剛體模態(tài)等。匹配的發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)滿足整車NVH指標(biāo)，降低了噪聲，提高了卡車的操縱穩(wěn)定性和平順性，延長了卡車的使用壽命。

重型礦用卡車；懸置系統(tǒng)；NVH；使用壽命

0 引言

重型卡車是一個具有質(zhì)量、彈性和阻尼的振動系統(tǒng)[1]?？ㄜ囀呛卺窚下短斓V主要的煤炭運輸工具，卡車在行駛中常因煤礦道路路面不平，車速和運動方向的變化，車輪、發(fā)動機(jī)和傳動系統(tǒng)的不平衡等各種外部和內(nèi)部的激勵作用產(chǎn)生整車和局部的強(qiáng)烈振動[2]。而發(fā)動機(jī)是卡車最重要的振源之一，有效的控制發(fā)動機(jī)產(chǎn)生的振動，對其進(jìn)行隔振，是提高卡車舒適性和耐用性的重要手段。而發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)對重型卡車有支承、限位和隔振的作用[3]。因此，對懸置系統(tǒng)進(jìn)行分析和合理匹配具有較大的研究價值。

1 設(shè)計指標(biāo)

1）懸置點布置型式。滿足發(fā)動機(jī)飛輪殼后端面靜態(tài)彎矩要求不得大于1 300 Nm；

2）動力總成懸置系統(tǒng)頻率要求。首先考慮發(fā)動機(jī)激振，懸置系統(tǒng)的自振頻率（扭擺方向）低于發(fā)動機(jī)怠速激勵頻率的倍，同時需考慮道路激振，對于動力總成懸置系統(tǒng)而言，這屬于發(fā)生在底座的低頻外激強(qiáng)制振動。為了遠(yuǎn)離共振區(qū)，懸置系統(tǒng)的最低自振頻率應(yīng)大于懸掛/車架系統(tǒng)自振頻率的1.5～2.0倍（＞5 Hz），Z向與Rx向頻率間隔2 Hz以上，其他各階頻率之間的間隔至少為1 Hz；

3）動力總成懸置系統(tǒng)解耦率要求。其中優(yōu)先滿足Z方向和Rx方向的解耦率大于80%，其他方向大于70%；

4）最大驅(qū)動扭矩下側(cè)傾角為1.25°～1.50°，側(cè)傾剛度為14 000～17 500 Nm（/°）；

5）靜平衡狀態(tài)下，動力總成質(zhì)心位置及4點懸置位移均小于5 mm；

6）支架強(qiáng)度校核要求：在加速度為±3 g時，X、Y、Z向最大位移小于±15 mm，支架最大應(yīng)力不得超過材料的屈服強(qiáng)度/1.2，1.2為安全系數(shù)，卡車懸置支架的第一階模態(tài)頻率不得小于500 Hz。

2 懸置系統(tǒng)分析與設(shè)計

2.1 動力總成參數(shù)

根據(jù)多個離散質(zhì)量的系統(tǒng)的質(zhì)心合成公式：

多個離散質(zhì)量系統(tǒng)的總轉(zhuǎn)動慣量公式：

及多個離散質(zhì)量系統(tǒng)的總慣量積公式：

懸置系統(tǒng)坐標(biāo)系原點為發(fā)動機(jī)飛輪端面與曲軸的交點，X軸為曲軸方向，指向變速器端為正，垂直向上為Z向，右手法則確定Y向。計算得到動力總成質(zhì)心位置為（-362.914，-4.432，127.355）及動力總成慣量參數(shù)見表1所示。

表1 動力總成質(zhì)量參數(shù)

2.2 確定懸置的布置形式

懸置點的數(shù)量根據(jù)動力總成的長度、質(zhì)量、用途和安裝方式等決定。礦用卡車一般采用4點（A+ C、A+B），5點（A+B+H，A+C+H）懸置[4]，如圖1。

圖1 懸置布置圖

系統(tǒng)采用圖1中的A+C 4點式懸置布置，無輔助支承，4點式懸置的穩(wěn)定性好、能克服較大的轉(zhuǎn)矩反作用力，4點式懸置在6缸機(jī)上的使用最為普遍。圖2為動力總成前、后懸置位置及重心分布示意圖，圖中：R1為前懸置支承點質(zhì)量負(fù)荷，kg；R2為后懸置支承點質(zhì)量負(fù)荷，kg；MX-X為發(fā)動機(jī)缸體后端面彎矩，Nm；X為缸體后端面位置；L1～L5為距離參數(shù)，mm。

圖2 動力總成前、后懸置位置及重心分布

計算缸體后端面彎矩值：

已知參數(shù)如表2：

表2 各參數(shù)值

通過計算，MX-X=-462 Nm。

2.3 懸置坐標(biāo)參數(shù)

根據(jù)懸置布置，確定4個懸置的坐標(biāo)（懸置系統(tǒng)坐標(biāo)系下）見表3。

表3 懸置系統(tǒng)懸置坐標(biāo)位置mm

根據(jù)懸置布置及結(jié)構(gòu)，得出各個懸置的安裝角度見表4，懸置局部坐標(biāo)系由其自身三向彈性主軸確定，分別記為U，V和W。

2.4 動力總成剛體模態(tài)及解耦率

表4 懸置系統(tǒng)懸置安裝角度

對于單個懸置點，在局部坐標(biāo)系e-uvw下，u、v和w方向上的力與其變形的關(guān)系式為：

式中：｛F｝=｛FuFvFw｝，為懸置元件在其局部坐標(biāo)系e-uvw中的反作用力；

｛△｝=｛△u△v△w｝，｛△｝為懸置元件在其局部坐標(biāo)系中的位移；

動力總成振動時的動能應(yīng)為隨其質(zhì)心平動動能與繞質(zhì)心轉(zhuǎn)動動能之和，即：

式中：T為系統(tǒng)動能；Tt為平動動能；Tr為轉(zhuǎn)動動能；m為動力總成總質(zhì)量；mi為動力總成中第i個微小部分的質(zhì)量；vi為動力總成內(nèi)第i個微小質(zhì)量相對于質(zhì)心轉(zhuǎn)動的速度；θx，θy，θz為動力總成繞X，Y，Z軸轉(zhuǎn)動的角位移。

其中，動力總成的轉(zhuǎn)動慣量和慣性積為：

寫成矩陣形式為：

｛q｝=｛x y z θxθyθz｝是系統(tǒng)廣義速度列陣。

動力總成懸置系統(tǒng)的勢能為所有橡膠懸置的彈性勢能[5]。其計算公式為：

式中：［K］稱為整體剛度矩陣。

求得系統(tǒng)的動能和勢能后，則動力總成在懸置上自由振動的微分方程用矩陣表達(dá)為：

設(shè)方程的解為｛q｝＝｛x｝sin（ωt+α）；將其代入上式化簡可得：

ω為［M］-1［K］矩陣的特征值，即系統(tǒng)的固有圓頻率。因此，根據(jù)動力總成懸置系統(tǒng)的基本參數(shù)，求得整體質(zhì)量矩陣和整體剛度矩陣，再利用計算機(jī)就可以算出系統(tǒng)的固有圓頻率，再由，求出系統(tǒng)的固有頻率f。

根據(jù)懸置系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣［M］和振型矩陣［Φ］，求出系統(tǒng)在作各階主振動時的能量分布，把它寫成矩陣形式，定義為能量分布矩陣。當(dāng)系統(tǒng)以第階固有頻率振動時，此矩陣的第k行l(wèi)列元素為：

式中：Φj為［Φ］的第j個列向量，即懸置系統(tǒng)的第j階主振型；（Φj）k和（Φj）l分別為Φj的第k及l(fā)個元素；mkl為系統(tǒng)質(zhì)量矩陣第k行l(wèi)列元素；ωj為系統(tǒng)第j階固有頻率；k，l，j=1，2，…，6。

上面矩陣共有36項。對于第k行元素，對角線上的元素（l=k）表示直接分配給第k個廣義坐標(biāo)的振動能量[6]；非對角元素（l≠k）即為耦合項，表示第k個元素和第l個元素相互耦合引起的能量交換[7]。這樣，第k行元素之和為第k個廣義坐標(biāo)所分配到的能量，設(shè)為（KEk）j。

由此得出，系統(tǒng)以第j階固有頻率振動時第k個廣義坐標(biāo)分配的能量所占系統(tǒng)總能量的百分比為：

編制MATLAB程序，根據(jù)懸置系統(tǒng)的各數(shù)據(jù)求得相應(yīng)的能量分布矩陣[8]，優(yōu)化后動力總成剛體模態(tài)及解耦率見表6。

表6 優(yōu)化后動力總成剛體模態(tài)及解耦率%

2.5 位移控制

表7 位移控制

2.6 動力總成懸置剛度

表8 懸置系統(tǒng)懸置優(yōu)化后靜剛度值N·mm－1

3 有限元分析

根據(jù)懸置三維數(shù)模結(jié)構(gòu)，采用3D實體單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分，平均單元尺寸為體網(wǎng)格2 mm，動力總成采用質(zhì)量點單元進(jìn)行模擬，與車架連接位置采用固定約束單元進(jìn)行模擬。有限元模型結(jié)構(gòu)如圖3。

圖3 有限元模型

3.1 1g重力作用下各點位移

1 g重力作用下各點位移見表9。

表9 1g重力作用下各點位移

3.2 3.5 g重力加速度作用下懸置支架的應(yīng)分結(jié)果

對懸置支架施加3.5 g的重力，得到如圖4的應(yīng)力云圖，分析結(jié)果見表10。

圖4 3.5 g重力作用下的應(yīng)力云圖

表10 懸置支架在3.5 g重力作用下的應(yīng)力云圖

3.3 發(fā)動機(jī)變速箱側(cè)懸置支架模態(tài)分析結(jié)果

WP12發(fā)動機(jī)側(cè)前支架的1階模態(tài)振型分析結(jié)果如圖5，由圖可知1階模態(tài)頻率為907.4 Hz。

變速箱側(cè)后支架的1階模態(tài)振型分析結(jié)果如圖6，由圖可知1階模態(tài)頻率為1 791 Hz。

4 結(jié)論

1）發(fā)動機(jī)飛輪殼后端面靜態(tài)彎矩462 Nm＜1 300 Nm，滿足設(shè)計要求；

2）發(fā)動機(jī)怠速激勵頻率30 Hz，理想隔振效果的固有頻率應(yīng)小于21.21 Hz，動力總成6階剛體模態(tài)頻率均滿足此要求。動力總成沿Y向振動不是發(fā)動機(jī)的主要振動方向，對整車NVH影響相對較低；

3）動力總成懸置系統(tǒng)模態(tài)解耦率見表6，滿足設(shè)計要求；

4）最大驅(qū)動扭矩21 535 Nm下側(cè)傾角為1.45°，側(cè)傾剛度為14 355 Nm（/°），滿足性能要求；

5）靜平衡狀態(tài)下，動力總成質(zhì)心位置及4點懸置位移均小于5 mm，滿足設(shè)計要求；

6）3.5 g重力加速度作用下后懸置發(fā)動機(jī)側(cè)支架最大應(yīng)力186.3 MPa，小于材料屈服強(qiáng)度；前后懸置支架模態(tài)頻率（最小值907.4 Hz）均大于500 Hz，滿足性能要求。

通過對發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)設(shè)計匹配，經(jīng)計算均能滿足整車設(shè)計指標(biāo)，能夠滿足整車的需求，對降低礦用卡車整車振動，提高乘坐舒適性能有著重要作用。

圖5 WP12發(fā)動機(jī)側(cè)前支架的一階模態(tài)振型

圖6 變速箱側(cè)后支架的一階模態(tài)振型

［1］成義權(quán)，陳劍，張要思.動力總成懸置系統(tǒng)隔振優(yōu)化與工程應(yīng)用［J］.噪聲與振動控制，2013（6）：108-113.

［2］丁新燃，尹輝俊.汽車動力總成懸置系統(tǒng)解耦優(yōu)化［J］.汽車科技，2013（5）：21-23.

［3］王慶，楊啟梁，孫麗.動力總成懸置軟墊結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化系統(tǒng)開發(fā)［J］.武漢科技大學(xué)學(xué)報，2014（2）：65-69.

［4］徐石安，汽車發(fā)動機(jī)彈性支承隔振的解耦方法［J］.汽車工程，1995（4）：8-14.

［5］張義民.機(jī)械振動力學(xué)［M］.長春：吉林科學(xué)技術(shù)出版社，2000.

［6］曾令賢.用MATLAB計算發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的固有頻率和主振型［J］.汽車科技，2005（4）：31-33.

［7］王福明，劉廣璞，樊文欣，等.發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)動態(tài)特性實驗研究［J］.車用發(fā)動機(jī)，1999（2）：12-15.

［8］劉懿，靳曉雄，郝錚.轎車發(fā)動機(jī)減振系統(tǒng)模型的建立和優(yōu)化［J］.振動與沖擊，2001（1）：67-70.

【責(zé)任編輯：陳毓】

Engine mounting system design of mining truck

LI Hailiang1,LI Zhiwei2
(1.Equipment Maintenance Center,Shenhua Zhunge′er Energy Co.,Ltd.,Ordos 010300,China; 2.Shenhua Mechanized Track Maintenance Branch,Ordos 010300,China)

The article presents the reasonable design indicators for the application of heavy mining truck engine mount system in Shenhua Zhungeer Heidaigou Open－pit Coal Mine and analyzes strength,stiffnessand powertrain rigid body mode,etc.The matching engine mounting system meets the vehicle NVH indicators,reduces the noise,improves the handling stability and ride comfort trucks,and prolongs the service life of truck.

heavy mining truck;mounting system;NVH;service life

U472

B

1671－9816（2017）01－0052－05

10.13235/j.cnki.ltcm.2017.01.015

李海亮，李志偉.礦用卡車發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)設(shè)計［J］.露天采礦技術(shù)，2017，32（1）：52－56.

2016－08－03

李海亮（1969—），男，內(nèi)蒙古太仆寺人，工程師，1993年畢業(yè)于內(nèi)蒙古煤炭工業(yè)學(xué)校，現(xiàn)任神華準(zhǔn)能設(shè)備維修車間主任，從事煤礦機(jī)械維修設(shè)計工作。