客車發(fā)動機懸置系統(tǒng)隔振性能研究

張傳謙，孫海強，劉鑫明

客車發(fā)動機懸置系統(tǒng)隔振性能研究

張傳謙，孫海強，劉鑫明

（中通客車控股股份有限公司，山東聊城252000）

針對中通某前置客車所裝配的發(fā)動機懸置系統(tǒng)的隔振性能進行研究，建立發(fā)動機懸置系統(tǒng)的振動模型，于設計初期對懸置系統(tǒng)進行分析，經(jīng)解耦計算，得到懸置系統(tǒng)Roll主頻率為11 Hz；并對樣車懸置系統(tǒng)進行全轉(zhuǎn)速掃描和隔振性能測試，懸置系統(tǒng)Roll主頻率為10 Hz，隔振性能良好。

客車發(fā)動機；懸置系統(tǒng)；解耦計算；隔振性能

現(xiàn)代汽車動力總成（包括發(fā)動機、離合器和變速器）與車架之間不是剛性連接，而是通過懸置系統(tǒng)連接在一起的。客車動力總成的懸置結(jié)構(gòu)常分為三點支撐、四點支撐和五點支撐，其中四點支撐應用較為廣泛[1]。懸置都裝在發(fā)動機上的稱為A+B懸置；前懸置裝在發(fā)動機上，而后懸置裝在變速器上的稱為A+C懸置。

為了避免發(fā)動機產(chǎn)生的振動直接傳遞給車體，在動力總成和車架間常采用橡膠塊作為懸置構(gòu)件[2]。懸置系統(tǒng)的設計目標是通過改善懸置的結(jié)構(gòu)參數(shù)，最大限度地降低發(fā)動機傳遞到車體的振動。這是一個系統(tǒng)工程，不僅和發(fā)動機、懸置系統(tǒng)有關(guān)，也與整車固有模態(tài)有關(guān)[3]。本文針對中通某客車（以下簡稱LCK67XX）前置發(fā)動機懸置系統(tǒng)的隔振性能進行研究。

1 LCK67XX懸置系統(tǒng)仿真分析

1.1 懸置結(jié)構(gòu)設計

LCK67XX選用的發(fā)動機為福田康明斯ISF3.8，變速器為ZF6S500BO，動力總成懸置系統(tǒng)采用四點支撐、A+C布置方式，發(fā)動機懸置系統(tǒng)示意圖如圖1所示。

如圖2所示，前懸置采用對置式設計，安裝角度為45°，既可以保證橫向穩(wěn)定性，又有足夠的橫搖柔度，以獲得較低的橫搖固有頻率，減少側(cè)傾力矩引起的橫搖振動。如圖3所示，后懸置采用平置式，結(jié)構(gòu)簡單、裝配方便、尺寸精度要求低。如圖4所示，前懸置膠塊為方塊形，動靜剛度比1.4，阻尼0.1，形成上下“絕緣式”支撐，可承擔壓縮和剪切兩個方向的變形；后懸置膠塊為蘑菇形，動靜剛度比1.4，阻尼0.1，中心鑲有套管，有較好的定位和隔離沖擊振動的功能。

1.2 設計參數(shù)

發(fā)動機懸置系統(tǒng)的設計需綜合考慮動力總成的參數(shù)，動力總成在空間的運動具有六個自由度。如圖5所示，這六個自由度為三個沿相互垂直的通過質(zhì)心的軸線的往復運動和繞此三根軸線的回轉(zhuǎn)運動[4]。

將飛輪端定義為發(fā)動機后端，機體前端定義為發(fā)動機前端。以發(fā)動機機體前端面與曲軸中心線的交點為坐標原點建立坐標系，向前為X+，向左（從飛輪端看，下同）為Y+，向上為Z+[5]。LCK67XX發(fā)動機和變速器的質(zhì)量分別為352 kg和96 kg。動力總成其余主要參數(shù)如表1所示。

好的懸置系統(tǒng)設計，其最基本的原則是使懸置盡量靠近動力總成的主慣性軸，動力總成的主慣性軸基本對應于發(fā)動機和變速器質(zhì)心的連線，動力總成便是繞此軸進行側(cè)傾振動的[6]。此外，在保證可靠性的前提下，前懸置設計時還應在橫向上具有低剛度，以提供良好的側(cè)傾隔振；后懸置設計時，除在位置上盡量靠近主慣性軸外，還應盡可能在垂直方向上具有低剛度。膠塊橡膠越軟、剛度越低，隔振性能越好，但是對發(fā)動機的限位功能就越弱。因此，在保證可靠性的前提下，盡量降低膠塊剛度。

LCK67XX懸置系統(tǒng)主要設計參數(shù)如表2所示。這些參數(shù)的確定，是需要懸置方案確定后才能得到。此表在懸置方案確定之前，做了大量工作，提出過其他方案（包括懸置系統(tǒng)的布置方式和膠塊的參數(shù)）。經(jīng)過解耦計算，其他方案的解耦率不高，并且Roll主頻率也不是特別合理。經(jīng)過變更懸置膠塊的位置、結(jié)構(gòu)、剛度值等，得出了表2中的較優(yōu)方案。

1.3 動力總成靜態(tài)受力分析

為滿足動力總成的可靠性，還應對動力總成進行靜態(tài)受力分析，以保證動力總成所受彎矩滿足要求[7]。動力總成靜態(tài)受力分析如圖6所示，其中RFOB代表發(fā)動機缸體后端面。

通過計算可知，發(fā)動機缸體后端面承受的彎矩為669 N·m，滿足發(fā)動機對缸體后端面所受彎矩應小于1 350 N·m的要求。同時，再根據(jù)前后懸置膠塊的剛度，可以計算出靜止狀態(tài)下，前懸置膠塊壓縮變形量為3 mm，后懸置膠塊壓縮變形量為2.4 mm，滿足一般變形量不超過5 mm的要求；并且兩懸置的壓縮量均位于其剛度曲線線性段以內(nèi)，能夠保證懸置膠塊壓縮后其剛度不變的特性。在設計懸置的上下支架時，要將膠塊的壓縮量考慮進去，避免因沒有考慮其壓縮量而造成動力總成傾角發(fā)生變化。

1.4 懸置系統(tǒng)的振動解耦

如圖5所示，如果一個作用力或力矩沿一個自由度方向施加到動力總成上的振動輸入，導致另一個自由度方向的振動模態(tài)響應，則稱這兩個自由度方向的振動模態(tài)是耦合的。如果使這種耦合分離，即稱“解耦”[8]。

振動耦合不利于隔振，因為兩個耦合振動的模態(tài)可能產(chǎn)生互相激勵，導致振動放大，并使這些自由度上的自振頻率的頻帶變寬，因而使隔振性能下降[9]。因此，在懸置協(xié)調(diào)設計中，“解耦”是一個重要課題。

福田康明斯有一套完善的基于Matlab平臺的發(fā)動機懸置解耦專用仿真計算軟件，因此聯(lián)合福田康明斯，對動力總成懸置進行解耦計算，計算結(jié)果如表3所示。

懸置系統(tǒng)的主頻率，主要考慮其Roll（Ixx）主頻率。根據(jù)表3中的解耦計算結(jié)果，得知懸置系統(tǒng)Roll（Ixx）主頻率為11 Hz，解耦率為93.16%，滿足康明斯要求。

2 懸置系統(tǒng)隔振性能測試

在整車總裝完成后，為了驗證仿真效果，特邀請康明斯NVH設計人員對LCK67XX懸置系統(tǒng)隔振性能進行測試。測試分為原地全轉(zhuǎn)速掃描和怠速隔振性能測試兩部分。

2.1 全轉(zhuǎn)速掃描

如圖7所示，通過原地全轉(zhuǎn)速掃描，動力總成系統(tǒng)的Roll主頻率為10 Hz。

根據(jù)文獻[10]，當頻率比為1時，發(fā)生共振，傳遞率無窮大；當頻率比為時，傳遞率為1，隔振無效；當頻率比為2.5左右時，傳遞率為0.2，隔振效果較好。

此處激振頻率即為發(fā)動機的點火頻率f=ni（/60t）式中：t為沖程系數(shù)（4沖程t=2，2沖程t=1）；i為發(fā)動機缸數(shù)；n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速，r/min。

發(fā)動機最低怠速轉(zhuǎn)速為700 r/min，帶入公式計算得到發(fā)動機正常工作的最小激振頻率為23.3 Hz[11]。則頻率比為2.33，在合理范圍內(nèi)，基本滿足要求。

2.2 原地怠速狀態(tài)隔振測試

懸置膠塊的隔振率在理論分析中基本是不能計算的，通過解耦計算，前期保證前后懸置的解耦率，估測該懸置系統(tǒng)的好壞，具體隔振率還是需要通過實驗檢測。懸置系統(tǒng)原地隔振測試評價指標為振動加速度或振動速度，此處選擇振動加速度作為隔振測試的評價指標。隔振測試主要目的是測試懸置軟墊的隔振效果，一般用隔振率來評價。表4給出了車輛怠速狀態(tài)下測試計算得到的各懸置處振動的總加權(quán)加速度均方根值及隔振率。

根據(jù)隔振率，此懸置系統(tǒng)的隔振率效果良好。但是，懸置系統(tǒng)對整車的影響最終還是要落實到人的主觀感覺，因此，邀請數(shù)十名相關(guān)人員進行不記名投票，結(jié)果95%以上認為沒有不舒服的感覺。

3 結(jié)束語

本文給出了一種客車動力總成懸置系統(tǒng)的設計及評價方法，首先是進行靜力學分析并且進行仿真解耦計算；待整車完成后，再進行現(xiàn)場測試，最后針對測試結(jié)果，主觀評價懸置系統(tǒng)設計的合理性。

[1]湯望.大客車發(fā)動機懸置設計有關(guān)問題的探討[J].客車技術(shù)與研究，2001，23（4）：13-15.

[2]張昆，馬天飛.汽車動力總成懸置對整車振動的影響[J].云南工業(yè)大學學報，1996（3）：78-83.

[3]史文庫，林逸，呂振華，等.動力總成懸置原件特性對整車振動的影響[J].汽車工程，1997（2）：103-107.

[4]樊興華，陳金玉，黃席樾.發(fā)動機懸置系統(tǒng)多目標優(yōu)化設計[J].重慶大學學報：自然科學版，2001，24（2）：41-44.

[5]林波.內(nèi)燃機構(gòu)造[M].北京：北京大學出版社，2008.

[6]嚴濟寬.機械振動隔離技術(shù)[M].上海：上?？茖W技術(shù)文獻出版社，1986.

[7]王黎欽，陳鐵鳴.機械設計[M].哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，2008.

[8]師漢民，黃其柏.機械振動系統(tǒng)[M].3版.武漢：華中科技大學出版社，2013.

[9]龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動[M].北京：北京理工大學出版社，2006.

[10]喻惠然.發(fā)動機隔振的研究[J].汽車技術(shù)，1992（9）：23-27.

[11]余志生.汽車理論[M].5版.北京：機械工業(yè)出版社，2012.

修改稿日期：2017-01-10

Research on Vibration Isolation Performance of Coach Engine Mounting System

ZhangChuanqian,Sun Haiqiang,Liu Xinming
（ZhongtongBus HoldingCo.,Ltd,Liaocheng252000,China）

This presentation researches the vibration isolation performance of the mounting system on a zhongtong front engine coach.The authors set up the vibration model of the engine mounting system and analyze this system at the beginning of design.Through the decoupling calculation,they know the Roll basic frequency of the mounting systemis 11 Hz.Meanwhile theyperformthe full speed scan and the vibration isolation performance test tothe sample vehicle.The test result of Roll basic frequencyis 10 Hz,this shows good vibration isolation performance.

coach engine;mountingsystem;decouplingcalculation;vibration isolation performance

U464；O328

A

1006-3331（2017）02-0004-03

張傳謙（1989-），男，主要從事客車動力系統(tǒng)設計工作。