飛機地面氣源機組動力系統(tǒng)懸置隔振設計

于治軍 湯科 郭躍華 周塢

摘 要：當飛機地面氣源機組在平直道路上行駛時，最大的激振源是發(fā)動機的振動，路面不平順度、氣缸內(nèi)燃氣爆炸壓力、運動件的不平衡慣性力周期性的變化都會使發(fā)動機整機系統(tǒng)和曲軸系統(tǒng)產(chǎn)生振動。降低發(fā)動機傳遞到車體的振動，提高車輛的乘坐舒適性和使用可靠性是飛機地面氣源機組設計中的一個重要內(nèi)容，從單自由度振動理論出發(fā)，結合有限元仿真軟件，對目前某型飛機地面氣源機組的發(fā)動機動力總成的懸置系統(tǒng)進行靜支承分析和模態(tài)頻率分析，為設計工作提供參考依據(jù)。

關鍵詞：動力總成懸置系統(tǒng) 靜支承 模態(tài)頻率

1 前言

發(fā)動機隔振設計一般以發(fā)動機總成和變速系統(tǒng)組成的發(fā)動機動力總成為隔振對象進行研究，整個振動系統(tǒng)稱為發(fā)動機動力懸置系統(tǒng)。某型號飛機地面氣源機組的動力懸置系統(tǒng)主要由發(fā)動機、變速器、橡膠減振器等結構及相關連接件組成。發(fā)動機的隔振主要通過在動力總成與車架之間插入彈性元件，形成發(fā)動機懸置，使得振動傳遞得到衰減[1]。合理的懸置系統(tǒng)主要取決于其結構形式、幾何位置及懸置軟墊的剛度、阻尼等特性，同時必須滿足一系列的靜態(tài)和動態(tài)性能的要求，并受到整車幾何結構的布置約束，是一項非常復雜的工作[2，3]。

2 原理分析

2.1 發(fā)動機激振頻率[4]

發(fā)動機動力總成產(chǎn)生的振動主要包括燃燒脈動、活塞和連桿的運動產(chǎn)生的不平衡力和力矩。其中燃燒激振頻率是由于發(fā)動機氣缸內(nèi)混合氣體燃燒，曲軸輸出脈沖轉矩，導致發(fā)動機上反作用轉矩的波動。這種波動使發(fā)動機產(chǎn)生周期性的扭轉振動，其振動頻率實際上就是發(fā)動機的發(fā)火頻率，某型號飛機地面氣源機組采用的四缸四沖程發(fā)動機，其怠速約為800r/min，最高轉速約為2 350 r/min.由計算公式式中，N為曲軸轉數(shù)，r/min;n為發(fā)動機氣缸數(shù);Z為發(fā)動機沖程數(shù)?？傻闷浼铑l率范圍為26.7～78.3 Hz。

2.2 發(fā)動機隔振原理分析

發(fā)動機動力總成的振動是一個多自由度的復雜振動程，在對其進行初步分析時，為簡化計算過程，可作以下假設：

a.車架及發(fā)動機動力總成為絕對剛體;

b.發(fā)動機在各方向的振動及回轉運動之間互不影響。

3 選擇隔振器的安裝方式

根據(jù)前期的結構設計，懸置系統(tǒng)的支承方式只能在六點支承、中部四點和后部四點3種結構中選擇。其安裝結構與圖1的冗余支承形式類似，如下圖1所示。圖中參數(shù)數(shù)值如表1所示。

根據(jù)隔振器支承總反力公式：

發(fā)動機端面彎矩公式：

若支承R₂安裝在飛輪殼側面，則其支承彎矩可用下式進行校核：

對于4點安裝的模型，若采用后懸置，即R₂=0，有若采用中懸置，即R₃=0，有：

根據(jù)計算公式（2）～（11）.得到的懸置點支承反力及飛輪殼端面彎矩如表2所示。

根據(jù)發(fā)動機廠家提供的飛輪殼端面最大彎矩為1 356Nm，由上表可以看出，后部四點支承不滿足靜力強度要求，中部四點支承時端面彎矩最小，因此采用中部四點支承方。

4 初步選型

根據(jù)前面求得的懸置系統(tǒng)的固有頻率范圍，由公式

K= （2πf_n）²M

（12）式中，K為隔振器的總剛度，M為隔振對象的總質(zhì)量。

可以得到懸置系統(tǒng)的垂向總剛度范圍為：K_min=3 00N/mm，K_max=4 000 N/mm。

根據(jù)表2的支承反力計算數(shù)據(jù)可得，當采用四點支承時，各支承點的單點剛度應滿足：

33 N/mm1<428 N/mm

118 N/mm2<1571 N/mm

從中可以知道，中部支承點所需剛度大約是前部支承點的3.7倍，若采用相同規(guī)格的隔振器，則中部隔振器的數(shù)量宜為前部隔振器數(shù)量的4倍。各支承點的隔振器選型時盡量選擇滿足剛度匹配的型號，或者通過改變隔振器數(shù)量能夠滿足剛度匹配的型號。

以某型飛機地面氣源機組的隔振器選型為例，其選擇的隔振器型號及參數(shù)如表3所示。前部支承點處可選擇93641或93642的隔振器。當前部隔振器選擇為93641時，中部隔振器可選2個93642或4個93641;當前部隔振器選為93642時，中部隔振器可選為2個9 1 405或4個93 642。

為了減小剛度，降低固有頻率，方案中選取了剛度最小的隔振器，如表4所示。方案1保持了垂向剛度匹配，方案2在保證垂向承載能力的基礎上減少了隔振器數(shù)量，降低了中部支承處的各向剛度。

5 靜載校核

由前面的計算可知，中部四點支承時，前支承處單側反力約925 N.中部支承處單側反力約3 400 N.選型中的隔振器最小垂向剛度為210 N/mm，承載能力為2 100 N，因此選型方案完全滿足載荷要求，其支承處位移小于5 mm。

6 詳細計算

詳細的校核可以采用三種方法：公式計算[3]、矩陣求解或者有限元仿真。

6.1 公式計算

下面以方案1為例進行計算。各隔振器相對動力總成質(zhì)心的安裝坐標參數(shù)如表5所示。

根據(jù)支承式隔振體系的剛度計算公式式中，K_xiK_yi、K_zi分別為第i個隔振器沿x、y、z軸向的剛度，x_i、y_i、z_i分別為第i個隔振器的x、y、z軸坐標，K_ψx、K_ψy、K_ψz分別為隔振器繞x、y、z軸旋轉的總剛度。

計算可得，K_x=2 320 N/mm， K_y=3880 N/mm， K_z=2 100N/mm， K_ψx=8.33×108

N/mm， K_ψy=5.32×10⁸

N/m， K_ψz=6.08×10⁸N/mm，變速器轉動慣量分別為J_x=87.346 kgm²，J_y=202.85kgm2， J.=154.83 kgm2。

根據(jù)公式

計算可得，f_x=8.17 Hz，f_y=10.6 Hz，f_z=7.77 Hz，f_ψx=15.5Hz，f_ψy=8.15 Hz，f_ψy=9.97Hz。

從結果可以看到，除了繞x軸由的轉動固有頻率為15.5 Hz，高于隔振設計值10.7 Hz，其余自由度的固有頻率均滿足設計要求。分析其轉動剛度較大的原因，一是因為隔振器安裝位置坐標值較大，二是因為中部支承處隔振器的y軸剛度較大。隔振器安裝尺寸不易改動，因此只能通過選擇更軟的隔振器或減少隔振器數(shù)量來減小中部支承處隔振器的y軸剛度（例如方案2）。同樣經(jīng)過類似的計算過程，可以得到方案2動力總成的沿軸平動和繞軸轉動的固有頻率：

f_x=6.78 Hz，f_y=7.81 Hz，f_z=6.02 Hz，f_ψx=11.5 Hz，f_ψy=6.09Hz，f_ψz=8.91 Hz。

可以看到，因為減小了中部支承的剛度，方案2的各自由度固有頻率均有所降低，繞x軸的轉動固有頻率下降到11.5Hz，與設計值相差不大。要進一步降低固有頻率，可重新選擇剛度更低的隔振器。但是需要注意的是，單獨減小中部支承的剛度會引起支承點的剛度不匹配，從而使得動力總成的耦合振動程度增大，表現(xiàn)為動力總成的低階模態(tài)振型不出現(xiàn)單自由度振動，其耦合模態(tài)振型比公式計算大。

6.2矩陣求解[1，2]

矩陣求解需要根據(jù)發(fā)動機動力總成的質(zhì)量、質(zhì)心位置和轉動慣量等參數(shù)，結合隔振器三向剛度，建立懸置系統(tǒng)六自由度自由振動方程組。計算固有頻率時，可忽略系統(tǒng)阻尼，因此有：

[M[X]+[K][X]=[0]（20）

其中若系統(tǒng)坐標原點取為質(zhì)心，則可以使得質(zhì)量矩陣解耦，為對角陣：

[M]=diag（M，M，M，I_x，I_y，I_z）

（21）

一般來說，因為動力總成的支承點布置的空間限制，剛度矩陣無法完全解耦，即：

因此要求解特征方程I[K]-ω²_n[M]I=0是一件比較麻煩的事情，通?？山柚鏜ATLAB等軟件實現(xiàn)。此處省略計算過程，僅給出方案1和方案2的矩陣計算結果，如表6所示。

從結果可以看出，矩陣計算結果與公式計算結果相比，低階固有頻率更低，高階固有頻率更高，這是因為公式計算假設了動力總成作單自由度振動，而矩陣計算包含了動力總成的耦合振動，其低階固有頻率為一階耦合振動，高階固有頻率為二階耦合振動。其中方案1因為垂向剛度匹配度較好，垂向平動的耦合作用較弱，所以其值7.79 Hz與公式計算的7.77 Hz相差很小。

6.3有限元仿真

在總體結構復雜，難以建立多自由度系統(tǒng)的振動微分方程時，要想獲得較為準確包含耦合振動的固有頻率，還可以通過有限元軟件仿真實現(xiàn)模態(tài)頻率的計算。僅分析懸置系統(tǒng)模態(tài)頻率時可將動力總成主體結構當作剛體處理。

然后對懸置支架進行網(wǎng)格劃分，將隔振器用三向剛度單元代替，在其安裝表面添加連接。所有設置完成后即可開始求解，最終可得到懸置系統(tǒng)的模態(tài)頻率和對應的模態(tài)振型。

有限元結果和矩陣求解結果相比各階頻率比較接近，差別在10%以內(nèi)，說明能夠比較準確地反映動力總成的固有頻率。

7 結語

通過以上計算分析，懸置系統(tǒng)的方案為：隔振器安裝采用中部四點支承方式，隔振器型號為93641，隔振器數(shù)量為前2中

4.平均分布在動力總成兩側。

該動力系統(tǒng)隔振設計廣泛應用于飛機地面氣源機組，并經(jīng)過機場多年的使用驗證，隔振效果好，可靠性高，將成為未來飛機地面氣源機組隔振系統(tǒng)設計的發(fā)展方向。

參考文獻

[1]時培成，汽車動力總成懸置系統(tǒng)隔振分析與優(yōu)化研究[D].合肥工業(yè)大學，2010.

[2]呂兆平，能量法解耦在動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設計中的運用[J].汽車工程，2008.30（6）：523-526.

[3]嚴濟寬，沈密群，怎樣選用隔振器[J].噪聲與振動控制，1982（6）：3-9.

[4]趙吉剛，李玉發(fā)，韓全友.懸置隔振原理及其應用[J].農(nóng)業(yè)裝備與車輛工程，2012，50（10）：6-9

[5] JBJ22-1991隔振設計規(guī)范[S].