金世勇

（廈門金龍聯(lián)合汽車工業(yè)有限公司，福建 廈門 361023）

客車的振動與噪聲已逐漸成為客車設(shè)計需要解決的首要難題。因此，對隔離發(fā)動機振動與噪聲向車內(nèi)傳遞的關(guān)鍵部件——發(fā)動機懸置支撐的設(shè)計要求越來越高，而懸置軟墊的選型直接決定懸置支撐的設(shè)計優(yōu)劣[1-2]。

1 懸置軟墊及支撐初步選型

當車型確定之后，首先要確定發(fā)動機型號，以6770G 車型為例，采用YC4E160-42 發(fā)動機。發(fā)動機的角度根據(jù)總體布置的要求定位后傾4°，采用后置發(fā)動機布置形式。其他參數(shù)分別為四缸機，四沖程；自重420 kg；最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速650±20 r/min；外加發(fā)動機附件和油料、冷卻水重量約60 kg；離合器約重20 kg；變速器為綦江S5-70 機械箱，箱體、油料、附件重量約190 kg。

根據(jù)車架的結(jié)構(gòu)和發(fā)動機的外形分析，初步采用發(fā)動機上的四支撐形式，同時采用雙點斜角45°布置，保證可靠性。采用使用成熟經(jīng)過驗證的發(fā)動機懸置軟墊：后懸置軟墊為受壓方向剛度為1 000 N/mm，數(shù)量為2 件/車，外形如圖1 所示；前懸置軟墊為受壓方向剛度為370 N/mm，數(shù)量為2 件/車，外形如圖2所示。

2 計算分析驗證

1）燃燒激振頻率即點火頻率。發(fā)動機汽缸內(nèi)混合氣體燃燒，曲軸輸出脈沖轉(zhuǎn)矩，由于轉(zhuǎn)矩周期性地發(fā)生變化，導致發(fā)動機上反作用轉(zhuǎn)矩的波動，使發(fā)動機產(chǎn)生周期性扭轉(zhuǎn)振動，其振動頻率等于燃燒激振頻率[3-4]

f1=2×I×n/（60×τ），Hz

式中：τ 為發(fā)動機沖程數(shù)；I 為發(fā)動機汽缸數(shù)；n為曲軸轉(zhuǎn)數(shù)，r/min。

2）慣性力/力矩激振頻率。發(fā)動機怠速時，代入相應數(shù)據(jù)，得f1=2×4×650/60/4=21.7 Hz。由不平衡的轉(zhuǎn)動引起的慣性力和力矩的激振頻率f2=Q×n/60，Hz

式中：Q 為比例系數(shù)（一級不平衡力矩取Q=1，二級不平衡力矩取Q=2）；n 為曲軸轉(zhuǎn)數(shù)，r/min。代入發(fā)動機怠速時的相應數(shù)據(jù)，得

f2=1×650/60=10.8 Hz（Q=1）；f2=2×650/60=21.7 Hz（Q=2）

為了避免共振，不使發(fā)動機的振動過分傳到車體，理論上要使由發(fā)動機本身和支座彈性元件所組成的振動系統(tǒng)的自振頻率f0（即固有頻率）比發(fā)動機激振頻率f至少低70%。按汽車工程設(shè)計手冊[5]為f0＜0.7×f0（1）

要產(chǎn)生盡量低的自振頻率f0，支座上需要有足夠柔軟的彈性元件即懸置軟墊。但在彈性過大容易使發(fā)動機處于傾斜位置或受沖擊力作用時，產(chǎn)生較大的位移。一般采用上述軟墊后發(fā)動機位移量為2～5 mm，振動位移完全可以被周邊彈性管件吸收，（發(fā)動機支撐處）是能夠滿足減小干涉位移量和減小皮帶抖動的要求的[6-8]。

3）發(fā)動機本身和支座彈性元件所組成的振動系統(tǒng)的自振頻率f0與靜變形量δ 的關(guān)系。

f0=1/2π×（K/M）1/2=1/2π×（g/δ）1/2

即δ=g/（2π×f0）2（2）式中：K 為剛度，N/m；M 為承載質(zhì)量，kg；f0為自振頻率，Hz；g 為9.8，m/s2；δ 為軟墊的靜變形量，m。

代入有關(guān)數(shù)據(jù)得：發(fā)動機自振頻率

f01＜0.7×f1=0.7×21.7 Hz=15.19 Hz

f02＜0.7×f2=0.7×10.8 Hz=7.56 Hz（Q=1 時）

f03＜0.7×f2=0.7×21.7 Hz=15.19 Hz（Q=2 時）（3）

由（2）、（3）式得到：δ1=1.1 mm；δ2=4.3 mm（Q=1 時）；δ3=1.1 mm（Q=2 時）。

根據(jù)以上計算結(jié)果代入（2）式得到，為保證發(fā)動機不產(chǎn)生因發(fā)動機激振頻率所帶來的共振，需保證軟墊的靜變形量δ≥4.3 mm（Q=1 時），δ≥1.1 mm（Q=2 時）。

設(shè)計時按二級不平衡力取Q=2，即δ≥1.1 mm；f0＜15.19 Hz。

4）發(fā)動機軟墊的實際靜變形量δ 的計算。通常軟墊的后懸遠離質(zhì)心，垂直負荷主要由前懸軟墊承擔，后懸主要承擔扭轉(zhuǎn)負荷。根據(jù)上述剛性分析，并簡化計算考慮，前后軟墊剛性按實際取值，計算靜變形量δ、懸置系統(tǒng)自振頻率f0：前懸置軟墊剛度Kf1=370 N/mm，數(shù)量：2件；后懸置軟墊剛度Kr2=1 000 N/mm，數(shù)量：2 件。

則δ1=G/（2Kf1+2Kr2）=（420+60+156+34）×9.8/（370×2+1 000×2）≈2.40 mm

由公式（2）可計算f0=10.18 Hz＜15.19 Hz

滿足避免共振的剛度δ≥1.1 mm，f0＜15.19 Hz 的要求。上述軟墊均通過多種車型試裝，無共振現(xiàn)象發(fā)生，而且后懸靜變形量要大于上述剛度值。靜變形量δ 往往達到3～5 mm，滿足避免共振所要求的靜變形量。

5）人體舒適度的要求。以上考慮的是整車怠速情況下的高頻共振情況，要求使發(fā)動機固有頻率小于發(fā)動機激振頻率f0＜0.7×f。而整車正常車速運動時，與不平地面的低頻激勵頻率即外振源頻率，經(jīng)驗值要求：f0＞6 Hz，即δ＜7 mm，上述軟墊是滿足要求的。

至于懸掛系統(tǒng)的較低的偏頻，客車取n=1.8 Hz左右[9]，1.25×n=2.2 Hz≤f0，不可能與之產(chǎn)生共振，而整車正常車速運動時，按經(jīng)驗值要求：f0＞6 Hz。另外，根據(jù)人體舒適度的要求：4 Hz＜f＜8 Hz 為人體感覺不舒適頻率區(qū)間[10]，而f0=10.05 Hz＞8 Hz，上述軟墊也是滿足要求的。

3 結(jié)論

6770G 客車懸置軟墊的選型完全滿足要求；客車發(fā)動機懸置軟墊的選型，與客車懸置布置型式、發(fā)動機的自振頻率等有關(guān)。為了避免共振，不使發(fā)動機的振動過分傳到車體，需要計算發(fā)動機本身和支座彈性元件所組成的振動系統(tǒng)的自振頻率f0與發(fā)動機激振頻率f 的關(guān)系，以及軟墊的靜變形量是否滿足要求，并核算是否滿足人體舒適性的要求，這需要通過上述計算分析來確定軟墊的選型。

[1]李惠彬.汽車噪音與振動控制[M].北京：機械工業(yè)出版社，2009.6.

[2]季曉剛.汽車動力總成懸置研究的發(fā)展[J].汽車科技，2011，（5）：89-104.

[3]余志生.汽車理論（第5 版）[M].北京：機械工業(yè)出版社，2010.

[4]聞邦椿.機械設(shè)計手冊：第3 卷（第5 版）[K].北京：化學工業(yè)出版，2001.5.

[5]《汽車工程設(shè)計手冊》編輯委員會編.機械工程手冊：設(shè)計篇[K].北京：人民交通出版社，2001.

[6]劉濤，趙立軍，趙桂范.汽車設(shè)計[M].北京：北京大學出版社，2008.7.

[7]龐劍，諶剛，何華.汽車噪聲與振動理論與應用[M].北京：北京理大出版社，2008.6.

[8]時培成，陳無畏，陳黎卿.基于聯(lián)合仿真的汽車動力總成懸置系統(tǒng)隔振特性研究[J].農(nóng)業(yè)機械學報，2010，（2）

[9]胡春林.基于減振目標的動力總成懸置系統(tǒng)振動特性與控制研究[J].動力機械及工程，2008，（3）

[10]上官文斌，黃天平，徐馳，等.汽車動力總成懸置系統(tǒng)振動控制設(shè)計計算方法研究[J].振動工程學報，2007，（6）：31-34.