基于ADAMS的叉車動力總成懸置優(yōu)化設(shè)計

李寬，劉夫云，趙亮亮，伍建偉，楊孟杰

（桂林電子科技大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，廣西桂林541004）

設(shè)計技術(shù)

基于ADAMS的叉車動力總成懸置優(yōu)化設(shè)計

李寬，劉夫云，趙亮亮，伍建偉，楊孟杰

（桂林電子科技大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，廣西桂林541004）

針對某型內(nèi)燃叉車在怠速工況下車架振動過大的問題進(jìn)行了研究，運用多體動力學(xué)方法，在ADAMS中建立了叉車剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型進(jìn)行振動仿真與分析，并通過試驗結(jié)果驗證仿真模型的準(zhǔn)確性。在此基礎(chǔ)上，利用試驗設(shè)計方法，對叉車動力總成懸置的剛度和阻尼進(jìn)行了匹配優(yōu)化。結(jié)果表明，叉車車架的振動加速度總有效值降低了36%.研究結(jié)論對改善叉車車架振動性能具有一定的參考價值。

叉車；剛?cè)狁詈?；振動仿真；剛度阻尼；懸置?yōu)化

內(nèi)燃叉車被廣泛應(yīng)用于車間、碼頭等場所，其乘坐舒適性越來越受到重視。

根據(jù)企業(yè)客戶反饋，某型號內(nèi)燃叉車在發(fā)動機(jī)怠速（750 r/min）工況下車架振動較為強(qiáng)烈，嚴(yán)重影響到操作者的乘坐舒適性。本文針對該性能缺陷進(jìn)行了研究，基本思路是：利用ADAMS軟件建立叉車剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型，并對仿真模型的準(zhǔn)確性進(jìn)行試驗驗證；在仿真模型與理論模型基本吻合的基礎(chǔ)上，對懸置的剛度和阻尼進(jìn)行匹配優(yōu)化，以達(dá)到減小車架振動的目的。

1 ADAMS剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型

在建立剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型過程中，剛體是根據(jù)多剛體系統(tǒng)動力學(xué)理論建立方程，柔性體是根據(jù)多柔體系統(tǒng)動力學(xué)理論建立方程，兩類方程的結(jié)合就是剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)方程。由于叉車發(fā)動機(jī)與變速箱、變速箱與前橋之間采用螺栓進(jìn)行連接，螺栓在工作過程中會受到一定的彈性變形，根據(jù)實際情況，將各連接螺栓進(jìn)行柔性化建模[1]。

1.1 多柔體系統(tǒng)動力學(xué)理論

ADAMS中的柔性體坐標(biāo)系如圖1，er是慣性坐標(biāo)系，eb是動坐標(biāo)，eb在er中的坐標(biāo)稱為參考坐標(biāo)[2]。

柔性體上任意一點P的位置矢量表示為

圖1 柔性體坐標(biāo)系

r表示點P在er中的矢量；r0表示eb原點在er中的矢量；rp表示柔性體變形前點P在eb中的矢量；A表示方向余弦陣；up表示相對變形量。

拉格朗日方程式為

ξ表示廣義坐標(biāo)；FQ表示廣義力；λ表示約束方程的拉氏乘子；Г表示能量損耗函數(shù)；L表示拉格朗日項，L=T-W，T為動能，W為勢能。

將W、T和Г代入拉氏方程，得到運動微分方程為

m表示柔性體的質(zhì)量矩陣；m˙表示質(zhì)量矩陣對時間的導(dǎo)數(shù)；ξ˙表示廣義坐標(biāo)對時間的導(dǎo)數(shù)；k表示廣義剛度矩陣；D表示常值對稱矩陣；G表示重力。

1.2 叉車關(guān)鍵零部件參數(shù)的確定

為獲得內(nèi)燃叉車關(guān)鍵零部件較準(zhǔn)確的慣量參數(shù)，分別對發(fā)動機(jī)、變速箱、前橋、后橋進(jìn)行了轉(zhuǎn)動慣量、質(zhì)量、質(zhì)心測試，測試現(xiàn)場如圖2所示。

圖2 慣量參數(shù)測試現(xiàn)場

測試結(jié)果整理如表1所示。

表1 關(guān)鍵零部件慣量參數(shù)

叉車的頂架、配重、門架根據(jù)廠商提供的三維模型后可得出其轉(zhuǎn)動慣量、質(zhì)量、質(zhì)心等參數(shù)。在ADAMS建模過程中，輪胎模型和發(fā)動機(jī)懸置屬于柔性減振部件，可采用線性襯套進(jìn)行等效建模，根據(jù)廠商提供的數(shù)據(jù)，前、后輪徑向剛度分別為936 N/mm，613 N/mm，動力總成左懸置和右懸置屬性參數(shù)基本相同，其三向剛度分別為：Kx=Ky=732 N/mm，Kz=866 N/mm；動力其三向阻尼近似值為8.6（N×S/ mm）。

1.3 叉車剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型

在Pro/E軟件中建立整車相關(guān)零部件的三維模型，導(dǎo)入ADAMS軟件中進(jìn)行剛體約束裝配。然后通過有限元軟件生成螺栓的模態(tài)中性文件，導(dǎo)入ADAMS軟件中與其他剛性體模型進(jìn)行剛?cè)峒s束裝配[3]，從而得到如圖3所示的剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型。

圖3 ADAMS中叉車模型

2 振動仿真及實測對比

2.1 振動仿真

內(nèi)燃叉車行駛速度一般較慢，路面激勵產(chǎn)生的振動相對于發(fā)動機(jī)激勵產(chǎn)生的振動較小，因此，本文主要考慮發(fā)動機(jī)激勵對叉車整車振動的影響。根據(jù)內(nèi)燃機(jī)學(xué)理論，對于四缸四沖程發(fā)動機(jī)，其對外界的作用力只存在二階往復(fù)慣性力和慣性力矩，發(fā)動機(jī)激勵力簡化到發(fā)動機(jī)總成質(zhì)心處的表達(dá)式為

■

式中，m表示單缸活塞及往復(fù)運動部件質(zhì)量；ω表示發(fā)動機(jī)曲軸角速度；λ表示連桿比；r表示曲柄半徑；Me表示發(fā)動機(jī)扭矩；A表示二三氣缸中心線至動力總成質(zhì)心的距離。

考慮發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速為750 r/min的工況，通過廠家提供發(fā)動機(jī)基本參數(shù)，計算得到在質(zhì)心處施加的激勵為

在ADAMS中，設(shè)置仿真時間為5 s，仿真步數(shù)為200步，初始條件為靜平衡位置開始仿真。

2.2 叉車實測

為驗證仿真模型的準(zhǔn)確性，對動力總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行了振動測試。以左懸置為例，各向加速度有效值測試結(jié)果如表2所示。

表2 左懸置測試結(jié)果

2.3 仿真與實測結(jié)果對比

將實測所得時域數(shù)據(jù)截取其中5 s轉(zhuǎn)換成*.txt格式，導(dǎo)入ADAMS后處理模塊，進(jìn)行實測結(jié)果和仿真結(jié)果的對比[4]。左懸置車架端仿真與實測結(jié)果對比如圖4所示。以發(fā)動機(jī)左懸置為例，懸置上下端z向加速度有效值：RMS發(fā)動機(jī)實測=14 513 mm/s2，RMS發(fā)動機(jī)仿真=12 891 mm/s2，RMS車架實測=2 312 mm/s2，RMS車架實測=2 189 mm/s2，根據(jù)傳遞率計算公式：T=RMS車架/

RMS發(fā)動機(jī)，可以計算出振動傳遞率：T實測=0.16，T仿真=0.17，由此可看出仿真結(jié)果與實測結(jié)果基本一致，所建剛?cè)狁詈戏抡婺Ｐ突緶?zhǔn)確。

圖4 左懸置車架端仿真與實測結(jié)果對比

3 ADAMS動力總成懸置優(yōu)化

ADAMS中提供了優(yōu)化分析、試驗設(shè)計、設(shè)計研究三種參數(shù)優(yōu)化分析[5]。本文涉及到多個優(yōu)化變量，故采用試驗設(shè)計方法對目標(biāo)函數(shù)進(jìn)行優(yōu)化。

3.1 優(yōu)化目標(biāo)

懸置支反力的幅值是反映動力總成懸置隔振性能的主要指標(biāo)之一。故本文采用懸置支反力的振幅最小作為優(yōu)化目標(biāo)函數(shù)。

3.2 優(yōu)化變量

本文研究的該型號內(nèi)燃叉車動力總成懸置為圓柱形橡膠懸置，定義變量Kx、Ky、Kz、Cx、Cy、Cz分別表示橡膠懸置的三向剛度和三向阻尼，根據(jù)其結(jié)構(gòu)形式有Kx=Ky，Cx=Cy，因此，在所建叉車剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型中，共有4個優(yōu)化變量。

3.3 約束條件

在本研究中，對內(nèi)燃叉車動力總成懸置進(jìn)行優(yōu)化需要考慮的約束條件為：各懸置剛度取值范圍為500～2 100 N/mm，各懸置的阻尼取值范圍為2～18（N×S/mm）

3.4 優(yōu)化結(jié)果分析

根據(jù)優(yōu)化結(jié)果，選取目標(biāo)函數(shù)最小值時的懸置剛度：Kx=Ky=1 100 N/mm，Kz=1 300 N/mm，懸置阻尼：Cx=Cy=Cz=12（N×S/mm）。此時，左懸置車架端的x、y、z向仿真加速度有效值分別為：1 516 mm/s2、2 210 mm/s2、1 453 mm/s2，加速度總有效值：3 048 mm/s2，比優(yōu)化前的加速度（4 989 mm/s2）總有效值降低了36%，車架振動得到改善。左懸置車架端z向加速度曲線如圖5所示。

圖5 優(yōu)化后左懸置車架端z向加速度

4 結(jié)束語

針對某型內(nèi)燃叉車在怠速工況下車架振動強(qiáng)烈的性能缺陷問題，采用試驗測試與多體動力學(xué)理論結(jié)合的方法，建立叉車剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型進(jìn)行振動分析，并通過試驗測試對仿真模型進(jìn)行驗證，利用ADAMS試驗設(shè)計優(yōu)化方法，對叉車動力總成懸置系統(tǒng)的剛度和阻尼進(jìn)行匹配優(yōu)化，結(jié)果表明，左懸置車架端的加速度總有效值降低了36%，優(yōu)化后的車架振動性能得以改善。

[1]劉顯貴，劉詩彬，張少輝，等.某型內(nèi)燃叉車振動研究與工程優(yōu)化[J].機(jī)械設(shè)計，2014，31（12）：82-86.

[2]楊明亮，徐格寧.基于約束剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)的叉車振動研究[J].機(jī)械工程學(xué)報，2011，47（20）：89-94.

[3]李芳.發(fā)動機(jī)懸置對整車振動影響的研究[J].柴油機(jī)設(shè)計與制造，2016，（02）：33-36.

[4]孫寧，褚超美，凌建群.發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)隔振性能仿真與優(yōu)化[J].噪聲與振動控制，2013（1）：020.

[5]宋少云.ADAMS在機(jī)械設(shè)計中的應(yīng)用[M].北京：國防工業(yè)出版社，2015.

Optimization Design of Powertrain Mounting for Forklift Truck Based on ADAMS

LI Kuan，LIU Fu-yun，ZHAO Liang-liang，WU Jian-wei，YANG Meng-jie
（School of Mechanical&Electrical Engineering，Guilin University of Electronic and Technology，Guilin Guangxi 541004，China）

For the performance problem about strong vibration of frame while a internal combustion forklift truck at idle condition，a forklift rigid-flexible coupling dynamics model is built on ADAMS by means of multi-body dynamics method for vibration simulation analysis，and the model is verified by measured data.On this basis，us the test design optimization method of ADAMS to match stiffness and damping of the forklift truck powertrain mount. The results demonstrate that the reasonable matching of stiffness and damping can make acceleration RMS of the forklift truck frame reduce by 36%.The research conclusion has a certain reference value for the improvement of forklift frame vibration performance.

forklift；rigid-flexible coupling；vibration simulation；stiffness damping；mount optimization

TB123

A < class="emphasis_bold">文章編號：1

1672-545X（2017）05-0001-03

2017-02-03

國家自然科學(xué)基金項目（51265006）；桂林電子科技大學(xué)研究生教育創(chuàng)新計劃資助項目（2016YJCX98）

李寬（1991－），男，廣西人，碩士研究生，研究方向：振動與噪聲控制。