叉车发动机悬置系统优化设计浅析

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摘要：针对某7t叉车配装五十铃6BG1型发动机存在怠速振动过大问题，对原车的悬置系统隔振效果进行测试。结合测试数据和动力总成已知参数，对悬置系统的解耦率、固有频率及相应的能量分布等进行分析，通过Adamas软件对悬置系统参数进行优化，调整发动机悬置系统刚度，以改善怠速时振动过大问题。

关键词：悬置系统；刚度；固有频率；Adamas软件

0前言

发动机悬置系统是指在发动机总成和车架之间放置较为柔软的部件，隔绝两者的振动传递。发动机本身是一个内在的振动源，同时也受到各种外部的振动干扰，需要合理地设置悬置系统，将发动机传递到车架的振动减小到最低限度。发动机悬置既是弹性元件，又是隔振装置，其设计应满足如下要求[1]：一是具备支承作用。发动机悬置是一个支承元件，它必须能承受发动机总成的质量，使其不产生过大的静位移而影响工作。二是具备限位作用。发动机在受到各种干扰力（如制动、加速或其他动载荷）作用下，悬置应能有效限制其最大位移，以避免与相邻零件碰撞与干涉，确保发动机能正常工作。三是具备隔振作用。悬置是底盘与发动机之间的连接件，它应具有良好的隔振作用。一方面，它要阻止作为振源的发动机向车架传递振动力；另一方面，发动机悬置须阻止路面不平激励等传递给发动机。从隔振角度来讲，希望悬置越软越好，以期将振动隔离到最小；而从支承和限位角度来说，考虑到空间结构的紧凑性和有限性，又希望悬置越硬越好。此二者是一个矛盾体，因此在悬置设计中，如何最优化选取悬置刚度是一个难题。本文以某款7t叉车为例，对发动机悬置刚度优化过程进行阐述。

1故障现象

某款叉车由发动机和变速箱构成动力总成，动力总成由4个悬置安装在车架上。该叉车配装五十铃6BG1型发动机，在发动机怠速工况下整车振动过大，严重影响操作舒适性。

2原车振动测试

为了查找故障的原因，我们对原车的悬置系统隔振效果进行测试。在发动机转速为730r/min时，对司机座椅、方向盘、发动机、悬置振动进行测试，采集数据如表1和表2所示。表1、表2中，沿曲轴中心线向风扇端为X轴正向；从风扇端看，向右为Y轴正向；从风扇端看，向上为Z轴正向。ax、ay、az分别为X、Y、Z向的加速度，av为X、Y、Z向的振动加速度综合值（RMS值），单位为m/s2。方向盘av计算公式为：从表1和表2测试数据来看，发动机减振器的隔振率非常好，变速箱减振器的隔振率偏低（尤其是Y向），导致方向盘、座椅振动过大。

3原车动力总成悬置系统设计验算

3.1发动机激振频率计算

发动机的振动分为燃烧激振和惯性力激振，怠速振动异常一般是由燃烧激振导致，其激振频率就是发动机的点火频率，点火频率的计算公式[1]如下：

3.2悬置系统参数确定

为便于计算，先设定动力总成的原点坐标系。以发动机曲轴中心线与发动机飞轮壳后端面的交点为原点，朝向风扇端为X轴，从风扇端看朝向右侧为Y轴，朝向上为Z轴。如图1所示。经核查设计资料，得知发动机和变速箱的质量、质心、转动惯量等参数，如表3所示。表3中，LX、LY、LZ分别表示部件质心坐标偏离原点坐标的X、Y、Z方向的距离，单位为mm；Ix2、Iy2、Iz2分别表示部件通过质心绕X、Y、Z轴旋转的转动惯量，单位为kg·mm2。根据表3，计算得到合成后动力总成的质量、质心、转动惯量，如表4所示。经核查设计资料，得知各悬置的中心坐标与刚度值，如表5所示。KdX、KdY、KdZ分别表示悬置的X、Y、Z方向的动刚度值，单位为N/mm。各悬置的布置方式如图2所示。

3.3固有频率及振型分析计算

根据表4和表5的数据，通过Adamas软件计算，可得到悬置系统的固有频率和能量分布百分比，如表6所示。X、Y、Z、RX、RY、RZ分别代表X向平移、Y向平移、Z向平移、绕X轴、绕Y轴、绕Z轴振型的能量占比，单位为%。根据发动机隔振原理，发动机激振频率与悬置系统固有频率的比值λ＞√2时，悬置系统才能起到隔振作用。从振动解耦来看，由于发动机的激振力主要有垂直方向（Z）和绕曲轴轴线旋转方向（Rx）两种，因此应尽量使这两个方向的振动耦合程度减小，即在某一固有频率振动下，能量尽量集中到一个方向上去。从表6数据来看，悬置系统的第6阶固有频率为27.2Hz，相应的主振型为绕发动机曲轴旋转方向，能量占比为85.96%，其解耦率还可以，但固有频率偏高，导致频率比λ偏低。λ计算见公式（4），把上文计算得到的发动机激振频率36.5Hz和表6中的6价固有频率27.2代入，得到频率比为1.34。显然λ＞√2，不能满足隔振的要求。λ=f/fn=36.5/27.2=1.34（4）

4悬置系统优化

根据隔振原理，频率比λ越大，悬置系统隔振效果越好，一般工程上频率比λ取值在2.5~4之间，在此λ取2.7，把发动机的激振频率代入式（4），则得到系统固有频率如下：fn=f/λ=36.5/2.7=13.5Hz（5）悬置系统的固有频率是由悬置的动刚度和悬置承受的重力决定的，其计算[2]如下：Kd=（2πfn）2·W/（1000·g）（6）式中：Kd——动刚度，N/mm；fn——固有频率，Hz；W——悬置的支撑重力，N；g——重力加速度，9.8m/s2。根据表4和表5中质量、质心坐标、悬置中心坐标，可计算出各悬置的支撑重力W，再把支撑重力代入式（6），可得到各悬置的垂直动刚度值Kdz，如表7所示。根据试验测试数据，结合实际减振垫的选型，采用适当降低变速箱的刚度值及减振垫的径向刚度值的方法，改善Y向的隔振效果。同时考虑减少减振垫的种类，初步确定悬置动刚度值如表8所示。把表8中的刚度值输入软件中进行运算，得到优化后的系统固有频率和能量分布百分比，如表9所示。从表9中得知，优化后的悬置系统解耦率得到了明显提升，各阶解耦率均在90%以上，第6阶固有频率为22.8Hz，比优化前有所降低，加大了频率比λ，根据式（4）计算优化后的频率比λ比为1.6，显然λ＞√2，满足隔振要求。

5试验验证

悬置系统优化后试验测试数据如表10和表11所示。从表10和表11可看出，调整悬置刚度值后，动力总成悬置的隔振率得到了明显的提升，方向盘和座椅的振动也得到极大改善。

6结论

发动机悬置系统设计是个比较复杂的问题，设计的因素较多，其设计的优劣对整车的振动特性产生重要的影响。本文针对7t叉车怠速振动过大问题，在不改变悬置系统的结构形式、几何位置和悬置软垫结构情况下，通过简化计算模型，以悬置的支撑力初步计算垂直方向的刚度值，再运用Adamas软件对悬置系统参数进行解耦运算，校对悬置刚度取值是否合理，最终通过改变悬置的刚度值改善了整车振动问题。

参考文献

[1]赵彤航.CA161汽车发动机悬置系统隔振的研究[D].长春:吉林大学,2002.

[2]陆军.客车发动机悬置固有频率选择[J]2015(2):96-99.

作者:韦德平 单位:柳州柳工叉车有限公司