車輛動(dòng)力裝置變剛度隔振新方法

劉 勇 周一帆 許鎧通 姜 偉

1.內(nèi)蒙古第一機(jī)械集團(tuán)有限公司，包頭，014000 2.華中科技大學(xué)數(shù)字制造裝備與技術(shù)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，武漢，430074

0 引言

動(dòng)力裝置既是車輛的動(dòng)力源，又是車輛中的主要振源[1]。動(dòng)力裝置產(chǎn)生的振動(dòng)若不能被有效地隔離，則會(huì)降低乘員的舒適性，影響車載設(shè)備的可靠運(yùn)行。合理設(shè)計(jì)隔振系統(tǒng)可有效降低車輛振動(dòng)，降低隔振剛度可顯著降低隔振起始頻率，從而提高系統(tǒng)隔振性能，這需要隔振系統(tǒng)具有低剛度特性。但在傳統(tǒng)定常剛度隔振系統(tǒng)中，降低隔振剛度會(huì)造成隔振系統(tǒng)的承載能力與穩(wěn)定能力不足，導(dǎo)致動(dòng)力裝置失穩(wěn)與動(dòng)力艙其他零件發(fā)生碰撞，從而影響車輛的運(yùn)行安全[2]。合理匹配隔振系統(tǒng)性能參數(shù)并設(shè)計(jì)隔振器構(gòu)型，保證系統(tǒng)具有低隔振剛度與高穩(wěn)定能力，對(duì)降低動(dòng)力裝置振動(dòng)傳遞以及保證系統(tǒng)高穩(wěn)定運(yùn)行具有重要意義。

近年來，許多學(xué)者開展了動(dòng)力裝置隔振系統(tǒng)設(shè)計(jì)研究，如優(yōu)化隔振剛度、安裝方位等參數(shù)降低振動(dòng)傳遞[3-4]，合理匹配隔振系統(tǒng)固有頻率并提高系統(tǒng)解耦程度[5]，綜合考慮整車振動(dòng)控制的優(yōu)化設(shè)計(jì)[2,6]等。TRUONG等[3]以隔振系統(tǒng)靜剛度為設(shè)計(jì)變量，以車架加速度和位移均方根值最小為目標(biāo)進(jìn)行優(yōu)化，使車架振動(dòng)加速度幅值減小了22.8%，位移幅值減小了12.4%。HU等[6]建立了動(dòng)力裝置與車身耦合系統(tǒng)的多自由度模型，設(shè)計(jì)了隔振系統(tǒng)的剛度、安裝坐標(biāo)，使系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)了扭矩軸解耦。部分學(xué)者通過優(yōu)化三向剛度、安裝位置與角度，以期合理匹配隔振固有頻率和提高振動(dòng)解耦程度[7-11]。準(zhǔn)零剛度(quasi-zero stiffness，QZS)隔振器具有高靜態(tài)剛度和低動(dòng)態(tài)剛度特性，可以兼顧高承載穩(wěn)定性和低頻隔振性能，因而得到了人們的廣泛關(guān)注。將正負(fù)剛度機(jī)構(gòu)并聯(lián)是實(shí)現(xiàn)準(zhǔn)零剛度的常用方法，機(jī)械負(fù)剛度機(jī)構(gòu)主要有壓縮彈簧機(jī)構(gòu)[12]、壓桿機(jī)構(gòu)[13]、凸輪-滾輪-彈簧機(jī)構(gòu)[14-15]和磁負(fù)剛度機(jī)構(gòu)[16]等。ZHOU等[14-15]基于凸輪-滾輪-彈簧機(jī)構(gòu)提出了一種新型單自由度QZS隔振器，實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證了該QZS隔振器的優(yōu)越低頻隔振性能，在此基礎(chǔ)上又構(gòu)造了六自由度QZS隔振器。SUN等[17]提出了一種多層剪式結(jié)構(gòu)的QZS隔振器，對(duì)非線性剛度、摩擦力和阻尼特性進(jìn)行了分析和設(shè)計(jì)，研究結(jié)果表明，該QZS隔振器可實(shí)現(xiàn)良好的隔振性能。特種車輛動(dòng)力裝置隔振系統(tǒng)需要結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、性能穩(wěn)定，其隔振器設(shè)計(jì)空間有限，且動(dòng)力裝置振動(dòng)幅度較大，上述研究中的 QZS隔振器無(wú)法直接應(yīng)用。

上述研究大多只針對(duì)隔振系統(tǒng)的定常剛度進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，而目前有關(guān)影響隔振性能和穩(wěn)定性的變剛度規(guī)律及實(shí)現(xiàn)方法的研究報(bào)道還較少。本文提出了預(yù)壓定剛度彈簧與變剛度彈簧并聯(lián)的變剛度隔振新構(gòu)型，并闡明了依據(jù)隔振率和穩(wěn)定性的變剛度參數(shù)設(shè)計(jì)方法。通過仿真分析和試驗(yàn)結(jié)果驗(yàn)證了該新型變剛度隔振器可在保證承載穩(wěn)定性的前提下大幅提高低頻隔振率。

1 某動(dòng)力裝置原隔振系統(tǒng)分析

某新型特種車輛動(dòng)力裝置(含發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器、動(dòng)力輔助系統(tǒng))質(zhì)量mp=2300 kg，額定轉(zhuǎn)速n0=1700 r/min工況下的額定功率P0=445 kW，最大輸出扭矩T0=16 kN·m。該動(dòng)力裝置的隔振系統(tǒng)采用圖1所示的6點(diǎn)支撐。該動(dòng)力裝置功率大，作用于隔振器的動(dòng)載荷大，傳遞至車體的振動(dòng)大，要求額定工況下隔振系統(tǒng)隔振率λ≥80%。同時(shí)要求隔振系統(tǒng)承載穩(wěn)定性好，在不同擋位(扭矩)工況下，隔振器高度變化h≤3 mm，輸出軸端面中心點(diǎn)相對(duì)于理想位置的徑向位移變化位于半徑為r0=3 mm的圓內(nèi)，以避免增大傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)載荷，并防止動(dòng)力裝置與鄰近結(jié)構(gòu)產(chǎn)生干涉和碰撞。

圖1 某特種車輛動(dòng)力裝置隔振系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型示意圖Fig.1 Dynamics model of vibration isolation system of a special vehicle power pack

原始隔振器采用的是12個(gè)某型號(hào)金屬絲網(wǎng)隔振器，兩兩一組按圖1所示的點(diǎn)位布置在動(dòng)力裝置和車體之間。單個(gè)金屬絲網(wǎng)隔振器的力學(xué)特性如圖2所示，在常用載荷區(qū)間范圍內(nèi)，單個(gè)隔振器的剛度值大于1500 N/mm，因12個(gè)隔振器并聯(lián)構(gòu)成的隔振系統(tǒng)剛度過大，在額定工況下隔振率僅30%，與設(shè)計(jì)要求有較大差距。經(jīng)分析，這類金屬絲網(wǎng)隔振器的剛度隨載荷增大而增大，低剛度區(qū)范圍較窄，且因額定載荷和動(dòng)態(tài)載荷均較大，實(shí)際工作時(shí)不在低剛度區(qū)范圍內(nèi)，為了滿足保證大功率動(dòng)力裝置的承載穩(wěn)定性，只能大幅犧牲隔振性能。

圖2 某型號(hào)金屬絲網(wǎng)隔振器載荷-位移及剛度特性曲線Fig.2 Load-displacement and stiffness characteristic curves of a certain type of metal-net isolator

2 新型變剛度隔振系統(tǒng)設(shè)計(jì)與分析

2.1 新型變剛度隔振器結(jié)構(gòu)及原理

為了解決高隔振性能和承載穩(wěn)定性的矛盾，本文提出了一種新的變剛度隔振構(gòu)型，它由主支承彈簧和上下成對(duì)布置的金屬絲網(wǎng)結(jié)構(gòu)并聯(lián)而成，如圖3所示。

圖3 新型變剛度隔振器結(jié)構(gòu)原理圖Fig.3 Structure diagram of the new variable-stiffness vibration isolator

主支承彈簧被預(yù)壓縮一定長(zhǎng)度以抵消額定負(fù)載，從而保證額定載荷下金屬絲網(wǎng)結(jié)構(gòu)基本不受載。金屬絲網(wǎng)與承載結(jié)構(gòu)間保留合理的間隙，以拓寬隔振器低剛度區(qū)的范圍。當(dāng)隔振系統(tǒng)所受動(dòng)載荷在一定范圍內(nèi)變化時(shí)，該隔振器的剛度主要由主支承彈簧決定，因此具有較低剛度的主支承彈簧可以保證高隔振性能。當(dāng)隔振器所受動(dòng)載荷增大到一定幅度后，金屬絲網(wǎng)受壓，與主支承彈簧并聯(lián)，使隔振器的綜合剛度迅速增大，從而保證隔振器的承載穩(wěn)定性。

本文所述新型變剛度隔振器的垂向載荷-位移特性可用下述函數(shù)近似表征：

F(z)=k0(z+z0)+αγβ1(z′)3+αγβ2(z′)5

(1)

式中，k0為主支承彈簧的剛度；z為隔振器的垂向位移；z0為主支承彈簧的預(yù)壓縮量；δ為低剛度行程區(qū)間(由金屬絲網(wǎng)的預(yù)留間隙決定)；β1、β2為變剛度特性系數(shù)(由金屬絲網(wǎng)的結(jié)構(gòu)形狀、絲徑和密度決定)；p0為低剛度區(qū)間中點(diǎn)處位移量。

該隔振器的垂向剛度-位移特性函數(shù)為

k(z)=k0+3αβ1(z′)2+5αβ2(z′)4

(2)

圖4a和圖4b分別為不同變剛度特性系數(shù)下的變剛度特性圖，增大系數(shù)β1和β2的值，在低剛度區(qū)間外，剛度值隨位移變化而變化的程度越顯著，系統(tǒng)的承載穩(wěn)定性也越高，而在低剛度區(qū)間內(nèi)，剛度值始終為低剛度k0。圖4c為不同低剛度行程區(qū)間δ下的變剛度特性圖，改變?chǔ)闹悼芍苯痈淖兊蛣偠葏^(qū)間的大小，以適應(yīng)不同幅值振動(dòng)的隔振需求。

(a) 不同變剛度特性系數(shù)β1下變剛度特性圖

2.2 新型變剛度隔振器隔振性能參數(shù)匹配設(shè)計(jì)

某特種車輛的動(dòng)力裝置隔振系統(tǒng)中有6個(gè)采用平置形式布置的隔振器，為提高隔振系統(tǒng)振動(dòng)傳遞率的計(jì)算效率，將動(dòng)力裝置隔振系統(tǒng)簡(jiǎn)化為三質(zhì)體系統(tǒng)。

對(duì)于圖1所示的動(dòng)力裝置隔振系統(tǒng)等效簡(jiǎn)化模型，已知mb=1400 kg為依據(jù)原隔振配置經(jīng)振動(dòng)測(cè)試辨識(shí)得到的等效車體質(zhì)量(小于車體實(shí)際質(zhì)量)，kb=1820 N/mm為懸架系統(tǒng)和輪胎的等效垂向總剛度，cb=96 N·s/mm為對(duì)應(yīng)的垂向總阻尼；me=100 kg為車載儀器設(shè)備的質(zhì)量，ke=200 N/mm和ce=0.5 N·s/mm分別為對(duì)應(yīng)的垂向隔振剛度和阻尼；kp、cp分別為6個(gè)隔振器構(gòu)成的隔振系統(tǒng)垂向總剛度以及垂向總阻尼；xb、xe和xp分別為車體、車載儀器和動(dòng)力裝置的垂向位移。建立等效車體的振動(dòng)方程如下：

(3)

系統(tǒng)的廣義位移為X=[xexb]T，整理式(3)得到隔振系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)方程為

(4)

其中，系統(tǒng)的質(zhì)量、阻尼、剛度以及廣義力矩陣分別為

對(duì)式(4)進(jìn)行拉氏變換，可得由振源至車體的傳遞函數(shù)為

(5)

Xb(s)=(mes2+ces+ke)(cps+kp)

Xp(s)=(ces+ke)mes2+(mes2+ces+ke)·

(mbs2+cps+cbs+kp+kb)

則隔振率λ=1-G(s)，其中s為拉普拉斯算子。實(shí)踐表明，該動(dòng)力裝置在n0=1700 r/min的額定工況下振動(dòng)能量主要集中在曲軸轉(zhuǎn)頻f0=28.33 Hz及其若干倍頻處。因此，保證隔振率λ≥80%的關(guān)鍵是匹配合適的隔振器剛度和阻尼，使f0=28.33 Hz處的振動(dòng)傳遞率G≤20%。

為分析動(dòng)力裝置隔振器參數(shù)對(duì)振動(dòng)傳遞的影響規(guī)律，確定隔振器的剛度、阻尼等動(dòng)力學(xué)參數(shù)的可行設(shè)計(jì)區(qū)間，在建立的動(dòng)力學(xué)模型基礎(chǔ)上，調(diào)整隔振器的剛度和阻尼參數(shù)，并進(jìn)行動(dòng)力裝置至車體的振動(dòng)傳遞特性分析。原始金屬絲網(wǎng)隔振器垂向總剛度約為kp=18 kN/mm，如圖5所示，隨著隔振器的剛度降低，傳遞函數(shù)曲線逐漸左移，在f0=28.33 Hz處的振動(dòng)傳遞率分別為-2.97 dB、-6.79 dB、-11.41 dB、-18.05 dB、-23.17 dB。由此可知，降低動(dòng)力裝置隔振剛度可顯著提高系統(tǒng)隔振性能。如圖6所示，增大隔振器阻尼，低頻共振區(qū)域的振動(dòng)傳遞率降低，而工作頻段的振動(dòng)傳遞率提高，但在f0=28.33 Hz處振動(dòng)傳遞率的變化不顯著。

圖5 隔振器不同剛度參數(shù)下振動(dòng)傳遞特性Fig.5 Vibration transmission characteristics of vibration isolator under different stiffness parameters

圖6 隔振器不同阻尼參數(shù)下振動(dòng)傳遞特性Fig.6 Vibration transmission characteristics of isolator with different damping parameters

本文所述新型變剛度隔振器的阻尼主要由金屬絲網(wǎng)結(jié)構(gòu)決定，其阻尼比一般隔振器的阻尼小，而隔振系統(tǒng)固有頻率必然遠(yuǎn)低于曲軸轉(zhuǎn)頻f0(f0=28.33 Hz)，因此隔振器的阻尼參數(shù)變化對(duì)該頻率附近的振動(dòng)傳遞率影響較小?；谶@一現(xiàn)象，主要根據(jù)隔振器的實(shí)際尺寸空間限制初步設(shè)計(jì)金屬絲網(wǎng)結(jié)構(gòu)，所得單個(gè)隔振器垂向阻尼系數(shù)約為1.6 N·s/mm，因此6個(gè)隔振器總的垂向阻尼為cp=9.6 N·s/mm。

考慮后續(xù)制造裝調(diào)誤差，保留設(shè)計(jì)余量，在設(shè)計(jì)環(huán)節(jié)擬設(shè)定隔振系統(tǒng)在關(guān)鍵頻率f0=28.33 Hz處垂向隔振率為90%(即垂向振動(dòng)傳遞率為10%)。根據(jù)上述條件，經(jīng)匹配計(jì)算得到隔振系統(tǒng)垂向總剛度為kp=3870 N/mm，則單個(gè)新型隔振器的主支承彈簧剛度為k0=645 N/mm。

2.3 基于新型變剛度隔振器的承載穩(wěn)定性分析

動(dòng)力裝置工作于不同擋位時(shí)輸出扭矩不同，各隔振器因此產(chǎn)生的反作用力也不同，從而導(dǎo)致動(dòng)力裝置穩(wěn)態(tài)位姿不同。為保證承載穩(wěn)定性，本文通過優(yōu)化新型變剛度隔振器的低剛度區(qū)間δ、變剛度特性參數(shù)β1和β2，使動(dòng)力裝置輸出軸在不同擋位(扭矩)下的徑向偏移盡量集中，位于半徑為3 mm的包絡(luò)圓內(nèi)，以避免傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)載過大或動(dòng)力裝置與鄰近結(jié)構(gòu)碰撞等問題。經(jīng)分析優(yōu)化，本文設(shè)計(jì)的新型變剛度隔振器的上述參數(shù)分別為：δ=2.25 mm,β1=1235,β2=3991。依據(jù)設(shè)計(jì)要求研制了該隔振器，采用WDW-E100D型電子萬(wàn)能試驗(yàn)機(jī)完成了其載荷-位移特性和剛度-位移特性的測(cè)試，如圖7所示。本文具體測(cè)試了主支承彈簧預(yù)壓縮量z0為4 mm和7 mm兩種條件。

圖7 新型隔振器的變剛度測(cè)試圖Fig.7 Variable stiffness testing of the new vibration isolator

仿真與實(shí)測(cè)結(jié)果的對(duì)比如圖8所示，結(jié)果表明，預(yù)壓縮量為4 mm時(shí)，載荷仿真誤差e≤5.2%；預(yù)壓縮量為7 mm時(shí)，載荷仿真誤差e≤6.4%。在-1.5 mm至-3.5 mm位移區(qū)間內(nèi)，隔振器的實(shí)際剛度為692 N/mm，比設(shè)計(jì)值645 N/mm增大了7.3%。

(a) 新型隔振器的載荷-位移特性

為校驗(yàn)該隔振系統(tǒng)配置在不同扭矩工況下動(dòng)力裝置輸出軸的徑向偏移情況，按照6個(gè)隔振器的實(shí)際位置布點(diǎn)，依據(jù)各隔振器實(shí)際承載狀況分別調(diào)整主支承彈簧的預(yù)壓縮量，建立動(dòng)力裝置隔振系統(tǒng)多自由度動(dòng)力學(xué)仿真模型。在輸出軸端依次設(shè)定1～8擋及倒擋對(duì)應(yīng)的扭矩，如圖9所示。

圖9 不同擋位下的穩(wěn)態(tài)扭矩Fig.9 Steady torque in different gears position

仿真了各隔振器在不同擋位(扭矩)下的高度變化，結(jié)果如圖10所示，各隔振器的高度變化都在±2.85 mm內(nèi)，符合±3 mm的總體要求。輸出軸的徑向偏移量如圖11所示，結(jié)果表明，輸出軸端面中心點(diǎn)在不同擋位下的徑向偏移量可由一半徑為r≤1.9 mm的圓包絡(luò)，小于r0=3 mm的要求，即滿足承載穩(wěn)定性要求。

圖10 不同穩(wěn)態(tài)扭矩工況下各隔振器的高度變化Fig.10 Height change of each vibration isolator under different steady torque conditions

圖11 不同穩(wěn)態(tài)扭矩工況下輸出軸徑向偏移Fig.11 Radial offset of crankshaft under different steady torque conditions

分別配置新型隔振器和原始隔振器時(shí)，由動(dòng)力裝置至車體的振動(dòng)傳遞仿真曲線對(duì)比見圖12。相較于原始隔振器，新型隔振器的隔振性能顯著提高，在動(dòng)力裝置主要的激勵(lì)頻帶內(nèi)，振動(dòng)傳遞率降低了約15 dB，并且在f=28.33 Hz處的振動(dòng)傳遞率小于-20 dB，滿足隔振性能要求。

圖12 配置新型隔振器和原隔振器的傳遞函數(shù)對(duì)比Fig.12 Comparison of transfer function between novel type vibration isolator and original vibration isolator

3 實(shí)車隔振性能測(cè)試與分析

為測(cè)試所研制的新型變剛度隔振器的實(shí)際效果，將6個(gè)隔振器安裝于某新型特種車輛上，構(gòu)成其大功率動(dòng)力裝置的隔振系統(tǒng)。在動(dòng)力裝置上、車體上分別與隔振器固定連接的位置布置DL311型加速度傳感器，如圖13所示。使發(fā)動(dòng)機(jī)分別運(yùn)行于不同轉(zhuǎn)速工況下，采用LMS SCADAS SC310振動(dòng)測(cè)試分析系統(tǒng)分別記錄車體和動(dòng)力裝置上隔振器連接點(diǎn)的垂向加速度信號(hào)，以驗(yàn)證新型變剛度隔振系統(tǒng)的隔振效果。

圖13 新型特種車輛上變剛度隔振性能測(cè)試圖Fig.13 Experiment of variable stiffness vibration isolation performance on a new special vehicle

在額定轉(zhuǎn)速n0=1700 r/min工況下，采用原始隔振器進(jìn)行測(cè)試，動(dòng)力裝置端和車體端垂向振動(dòng)加速度的典型時(shí)域信號(hào)如圖14所示，對(duì)應(yīng)的加速度功率譜密度如圖15所示。采用新型隔振系統(tǒng)時(shí)，動(dòng)力裝置端和車體端垂向振動(dòng)加速度的典型時(shí)域信號(hào)如圖16所示，對(duì)應(yīng)的加速度功率譜密度如圖17所示。圖中，紅線表示動(dòng)力裝置端振動(dòng)信號(hào)，綠線表示車體端振動(dòng)信號(hào)。

圖14 額定工況原始隔振器上下振動(dòng)加速度時(shí)域信號(hào)Fig.14 Time-domain signal of vibration acceleration above and below the original isolator under rated operating conditions

圖15 額定工況原始隔振器上下振動(dòng)加速度功率譜密度Fig.15 Vibration acceleration PSD above and below the original isolator under rated operating conditions

圖16 額定工況新型隔振器上下振動(dòng)加速度時(shí)域信號(hào)Fig.16 Time-domain signal of vibration acceleration above and below the new isolator under rated operating conditions

圖17 額定工況新型隔振器上下振動(dòng)加速度功率譜密度Fig.17 Vibration acceleration PSD above and below the new isolator under rated operating conditions

由圖15和圖17可以看出，在n0=1700 r/min的額定工況下，動(dòng)力裝置上的振動(dòng)屬于若干窄帶線譜與寬頻域隨機(jī)譜的疊加，在28.33 Hz處振動(dòng)最大，在56.67 Hz處次之，繼而是85.00 Hz處的振動(dòng)。這表明在針對(duì)這類大功率動(dòng)力裝置進(jìn)行隔振系統(tǒng)設(shè)計(jì)時(shí)，以曲軸轉(zhuǎn)頻及其倍頻處的隔振性能作為設(shè)計(jì)計(jì)算的依據(jù)是正確且有效的。由圖16可以看出，采用新型變剛度隔振系統(tǒng)時(shí)，動(dòng)力裝置端瞬時(shí)加速度最大峰值為2.341g，均方根值為0.614g；車體端瞬時(shí)加速度最大峰值為0.383g，均方根值為0.101g。這表明采用所研制的新型變剛度隔振系統(tǒng)時(shí)，其隔振率為

由圖14可以看出，采用原金屬絲網(wǎng)隔振器配置時(shí)，動(dòng)力裝置端瞬時(shí)加速度最大峰值為2.304g，均方根值為0.643g；車體端瞬時(shí)加速度最大峰值為1.519g，均方根值為0.448g。由此可計(jì)算出采用原始隔振器時(shí)隔振率僅為30.3%。

實(shí)測(cè)隔振率83.5%低于初始設(shè)計(jì)時(shí)設(shè)定的90%，其原因主要是實(shí)際制造環(huán)節(jié)的誤差所致，即實(shí)際彈簧剛度值692 N/mm大于設(shè)計(jì)值645 N/mm。另外，實(shí)際車輛的自由度多，動(dòng)力學(xué)模型復(fù)雜，設(shè)計(jì)仿真時(shí)對(duì)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行了必要的簡(jiǎn)化，這些簡(jiǎn)化必然帶來一定的誤差。

總體而言，利用本文設(shè)計(jì)研制的新型變剛度隔振器構(gòu)建某特種車輛大功率動(dòng)力裝置的變剛度隔振系統(tǒng)，在保證承載穩(wěn)定性的前提下，額定工況下隔振率較原有的30.3%大幅提高到83.5%，滿足了總體設(shè)計(jì)關(guān)于隔振率λ≥80%的要求。

4 結(jié)論

(1)針對(duì)車輛大功率動(dòng)力裝置振動(dòng)大、動(dòng)載強(qiáng)，對(duì)隔振系統(tǒng)的隔振率和穩(wěn)定性要求極高，本文提出了一種定剛度主支承彈簧與變剛度金屬絲網(wǎng)并聯(lián)的隔振新構(gòu)型，寬域低剛度提供高隔振率，較高的變剛度特性保證承載穩(wěn)定性。

(2)針對(duì)某特種車輛大功率動(dòng)力裝置，依據(jù)隔振率和穩(wěn)定性需求，基于系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析匹配新型變剛度隔振器的相關(guān)參數(shù)，設(shè)計(jì)并研制了新型變剛度隔振器，工作剛度低至692 N/mm。在不同擋位(扭矩)工況下，新型隔振系統(tǒng)使動(dòng)力裝置輸出軸徑向偏移半徑不大于1.9 mm，滿足穩(wěn)定性要求。經(jīng)實(shí)車測(cè)試，在1700 r/min額定轉(zhuǎn)速的工況下，新型隔振系統(tǒng)的隔振率由原來的30.3%大幅提高至83.5%。所提新型變剛度隔振構(gòu)型實(shí)現(xiàn)了大功率動(dòng)力裝置低頻隔振性能和高承載穩(wěn)定性的統(tǒng)一。