發動機懸置系統怠速隔振優化及工程應用

張順順，周海民，宋志強

（徐州徐工汽車制造有限公司，江蘇 徐州 221000）

1 隔振理論

發動機隔振是指在發動機總成與車架之間裝配較柔軟的元件（即發動機懸置），使二者之間的力的傳遞得到衰減。發動機懸置的隔振作用主要有兩個方面：一是隔離來自路面的激勵，懸置系統可以減少路面不平產生的對發動機的沖擊；二是隔離發動機自身的激振力對車架的沖擊。

根據發動機隔振原理，可以得到不同阻尼比下的傳遞率示意圖如圖1所示。

圖1 傳遞率示意圖

發動機懸置系統隔振性能的好壞，主要取決于發動機懸置系統固有頻率的選取，也就是說必須使激振頻率與懸置系統固有頻率之比大于21/2才能達到隔振要求。一般來說，發動機自身和來自路面的激振頻率是客觀存在且不易改變的，能改變的只是懸置系統自身的固有特性。來自路面的激勵一般小于2.5Hz左右，所以整個懸置系統的固有頻率至少要滿足小于激振頻率的21/2且大于2.5/0.75≈3.5Hz。

2 仿真模型的建立

重型卡車的懸置系統是一個復雜的機械振動系統，其振動特性是由動力總成的質量、懸置元件的彈性和阻尼決定。

2.1 Matlab數學模型的建立

（1）懸置系統的固有頻率特性分析。在分析固有特性時，由于阻尼對系統的固有特性影響不大，阻尼的作用主要是降低共振峰值。因此可以將系統簡化為一個無阻尼的自由振動系統。略去阻尼的自由振動方程為：

依據矩陣運算法則，將式（1）展開，得到動力總成在懸置上自由振動的六個微分方程，振動微分方程的解為：

把式（2）代入（1）可得：

將式（3）兩端同時左乘M-1得：

根據矩陣理論可知，ωi2是矩陣M-1 K的特征值，即為該振動系統的固有角頻率。{Qi}為該矩陣的特征向量，即固有陣型。

（2）懸置系統的振動耦合特性分析。

振動時，系統的動能可以表示為：

懸置系統在第i階模態頻率下，各振動方向的能量之和為該頻率下的總能量，用T（i）max表示：

展開式（6）得：

式（7）中，ωi是第i階固有頻率；{qi}為第i階頻率下的固有陣型向量；mmn為質量矩陣M中的元素。

對于第i階固有模態，作用于第m個廣義坐標上的能量T（i）m表示為：

因此，懸置系統在第i階固有模態頻率下，單個廣義坐標上的能量與6個廣義坐標總能量的比值，即是該階模態能量的解耦度，用η表示為：

解耦程度的大小，直接關系著隔振性能的好壞。

（3）Matlab優化程序的編寫。本文以系統固有頻率的合理配置和動力總成懸置系統各個方向振動之間的解耦為目標進行優化設計，優化設計流程圖如圖2所示。

圖2 優化設計流程圖

（4）優化后仿真數據分析。優化后的發動機懸置系統剛度如表1所列，仿真數據如表2所列。

表1

表2

根據表2可知，優化后的Z方向的能量分布為94.7338，繞X軸方向的能量分布為96.9701，比優化之前有了很大的提高，其他各階能量分布較優化之前更加平均。在解耦過程中，主要關注Z軸和繞X軸方向的能量分布，因此優化后的仿真數據是比較理想的。

3 隔振率測試

3.1 測試設備

在實際工程應用中，對某重型卡車優化前、后的發動機懸置系統進行了隔振率測試。測試設備：LMS多通道振動噪聲數采，PCB三向加速度傳感器。工況要求：發動機怠速600r/min。傳感器布置：傳感器布置在發動機支架四個懸置處，其中發動機支架上的傳感器定義為主動側，承載懸置處車架上的傳感器定義為被動側。方向：X、Y、Z向分別指車輛前進方向、車輛向左方向和垂直向上方向。隔振率為衡量懸置軟墊隔振性能的指標：（1－隔振后/隔振前）×100%；振動烈度為三個方向的振動速度平方和的開方。對本次測試進行計算分析，見表3所列。

3.2 試驗數據分析

根據表4可知，使用優化后的發動機懸置軟墊，左前懸置和左后懸置綜合隔振率較優化前分別提高81%和233%左右，右前懸置和右后懸置綜合隔振率分別降低17%和10%左右。通過優化前后怠速數據可以看出，優化后發動機懸置的綜合隔振率較優化前的發動機懸置的綜合隔振率更加平均。因此優化后的發動機懸置系統可以解決發動機怠速隔振率差的問題。

4 結語

（1）根據問題描述建立了數學模型，編寫了Matlab計算程序和Matlab優化程序。

（2）利用Adams軟件驗證了Matlab模型的正確性。

（3）試驗測得了優化前后發動機懸置系統的綜合隔振率。

優化后的發動機懸置軟墊較優化之前發動機懸置系統綜合隔振率有了一定的提升，通過試驗證明，此優化方法可以解決重卡發動機怠速隔振性能差的問題。

表3 優化前怠速數據（2～1024Hz）

表4 優化后怠速數據（2-1024Hz）