礦用卡車發(fā)動機懸置系統(tǒng)設計

李海亮，李志偉

（1.神華集團準能公司設備維修中心，內蒙古呼和浩特010300；2.神華軌道機械化維護分公司準格爾工務機械段，內蒙古鄂爾多斯010300）

礦用卡車發(fā)動機懸置系統(tǒng)設計

李海亮1，李志偉2

（1.神華集團準能公司設備維修中心，內蒙古呼和浩特010300；2.神華軌道機械化維護分公司準格爾工務機械段，內蒙古鄂爾多斯010300）

對應用在神華準格爾黑岱溝露天礦的重型礦用卡車的發(fā)動機懸置系統(tǒng)提出了合理的設計指標，對其進行分析，包括強度、剛度、動力總成剛體模態(tài)等。匹配的發(fā)動機懸置系統(tǒng)滿足整車NVH指標，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量、彈性和阻尼的振動系統(tǒng)[1]。卡車是黑岱溝露天礦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)動機和傳動系統(tǒng)的不平衡等各種外部和內部的激勵作用產生整車和局部的強烈振動[2]。而發(fā)動機是卡車最重要的振源之一，有效的控制發(fā)動機產生的振動，對其進行隔振，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)進行分析和合理匹配具有較大的研究價值。

1 設計指標

1）懸置點布置型式。滿足發(fā)動機飛輪殼后端面靜態(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)動機激振，懸置系統(tǒng)的自振頻率（扭擺方向）低于發(fā)動機怠速激勵頻率的倍，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制振動。為了遠離共振區(qū)，懸置系統(tǒng)的最低自振頻率應大于懸掛/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）最大驅動扭矩下側傾角為1.25°～1.50°，側傾剛度為14 000～17 500 Nm（/°）；

5）靜平衡狀態(tài)下，動力總成質心位置及4點懸置位移均小于5 mm；

6）支架強度校核要求：在加速度為±3 g時，X、Y、Z向最大位移小于±15 mm，支架最大應力不得超過材料的屈服強度/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)分析與設計

2.1 動力總成參數(shù)

根據(jù)多個離散質量的系統(tǒng)的質心合成公式：

多個離散質量系統(tǒng)的總轉動慣量公式：

及多個離散質量系統(tǒng)的總慣量積公式：

懸置系統(tǒng)坐標系原點為發(fā)動機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、能克服較大的轉矩反作用力，4點式懸置在6缸機上的使用最為普遍。圖2為動力總成前、后懸置位置及重心分布示意圖，圖中：R1為前懸置支承點質量負荷，kg；R2為后懸置支承點質量負荷，kg；MX-X為發(fā)動機缸體后端面彎矩，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 懸置坐標參數(shù)

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

表3 懸置系統(tǒng)懸置坐標位置mm

根據(jù)懸置布置及結構，得出各個懸置的安裝角度見表4，懸置局部坐標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，在局部坐標系e-uvw下，u、v和w方向上的力與其變形的關系式為：

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

｛△｝=｛△u△v△w｝，｛△｝為懸置元件在其局部坐標系中的位移；

動力總成振動時的動能應為隨其質心平動動能與繞質心轉動動能之和，即：

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

其中，動力總成的轉動慣量和慣性積為：

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為：

設方程的解為｛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)，求得整體質量矩陣和整體剛度矩陣，再利用計算機就可以算出系統(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個廣義坐標所分配到的能量，設為（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)模結構，采用3D實體單元進行網格劃分，平均單元尺寸為體網格2 mm，動力總成采用質量點單元進行模擬，與車架連接位置采用固定約束單元進行模擬。有限元模型結構如圖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分結果

對懸置支架施加3.5 g的重力，得到如圖4的應力云圖，分析結果見表10。

圖4 3.5 g重力作用下的應力云圖

表10 懸置支架在3.5 g重力作用下的應力云圖

3.3 發(fā)動機變速箱側懸置支架模態(tài)分析結果

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

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

4 結論

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

2）發(fā)動機怠速激勵頻率30 Hz，理想隔振效果的固有頻率應小于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，滿足設計要求；

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

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

6）3.5 g重力加速度作用下后懸置發(fā)動機側支架最大應力186.3 MPa，小于材料屈服強度；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)動機懸置系統(tǒng)設計匹配，經計算均能滿足整車設計指標，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)動機側前支架的一階模態(tài)振型

圖6 變速箱側后支架的一階模態(tài)振型

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【責任編輯：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)動機懸置系統(tǒng)設計［J］.露天采礦技術，2017，32（1）：52－56.

2016－08－03

李海亮（1969—），男，內蒙古太仆寺人，工程師，1993年畢業(yè)于內蒙古煤炭工業(yè)學校，現(xiàn)任神華準能設備維修車間主任，從事煤礦機械維修設計工作。