吳　杰, 李　軾

(1.華南理工大學 機械與汽車工程學院，廣州　510641；2.廣東省汽車工程重點實驗室，廣州　510641)

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某裝載機動力總成懸置系統(tǒng)隔振性能優(yōu)化

吳杰1, 2, 李軾1

(1.華南理工大學 機械與汽車工程學院，廣州510641；2.廣東省汽車工程重點實驗室，廣州510641)

摘要：以某工程裝載機動力總成懸置系統(tǒng)為研究對象，為改善其隔振性能，對懸置系統(tǒng)固有頻率進行優(yōu)化配置的同時對其解耦率進行優(yōu)化布置。以懸置靜剛度和安裝位置為優(yōu)化參數(shù)，對固有頻率和解耦率進行優(yōu)化匹配。結(jié)果表明，優(yōu)化后懸置系統(tǒng)各階固有頻率分配更加合理，垂直方向和繞曲軸方向解耦率得到顯著提高，并仿真分析了優(yōu)化方案的可靠性，最后通過實車測試驗證了懸置系統(tǒng)的隔振性能得到較大改善。

關(guān)鍵詞：裝載機；動力總成懸置系統(tǒng)；解耦率；隔振性能；優(yōu)化設(shè)計

近幾十年來，國內(nèi)外研究者在動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計領(lǐng)域提出了大量的設(shè)計理論和方法[1].例如，合理配置懸置系統(tǒng)固有頻率和提高各方向的振動解耦程度[2-10]；優(yōu)化懸置剛度、安裝位置和角度等降低懸置傳遞的動反力[11]，綜合考慮副車架和懸置系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計[12-14]或采用半主動和主動懸置設(shè)計[1,15]等等。動力總成懸置系統(tǒng)的隔振效果對整車NVH性能有很大影響，隨著我國對工程機械車輛NVH性能要求的逐漸提高，國內(nèi)整機廠越來越重視懸置系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計[5-8，13]。

文中針對某企業(yè)裝載機懸置系統(tǒng)隔振性能不過關(guān)的實際問題，基于能量解耦原理，以懸置系統(tǒng)的六階固有頻率和解耦率為優(yōu)化匹配目標，以懸置靜剛度和安裝位置作為設(shè)計變量，對懸置系統(tǒng)的隔振性能進行了優(yōu)化，并進行實驗驗證。

1懸置系統(tǒng)6自由度模型

圖1　動力總成懸置系統(tǒng)的六自由度模型Fig.1 6DOF model of the powertrain mounting system

圖1是裝有4個懸置的某裝載機發(fā)動機縱置動力總成懸置系統(tǒng)。動力總成坐標系(GCS)G0-XYZ的原點G0位于動力總成質(zhì)心，X軸平行于發(fā)動機曲軸軸線方向并指向發(fā)動機飛輪端，Z軸垂直曲軸向上，Y軸方向由右手定則確定。每個懸置簡化成沿其三個彈性主軸方向具有剛度和阻尼的元件[4]，在微小振幅作用下, 橡膠懸置阻尼的變化對懸置動態(tài)特性幾乎沒有影響, 同時懸置的阻尼很小可以忽略不計。以懸置的3個彈性主軸方向建立懸置局部坐標系(LCS)oi-uiviwi，懸置的三個彈性主軸分別用ui，vi和wi表示。該裝載機四個懸置的結(jié)構(gòu)及裝車形式如圖2所示。

圖2　懸置的結(jié)構(gòu)及裝車形式Fig.2 The configurationand mounting state of each mount

懸置系統(tǒng)設(shè)計要解決的主要問題是合理配置六階固有頻率以避開發(fā)動機怠速激勵頻率，以及提高各振動方向的解耦程度[4]，解耦率的有關(guān)理論詳見文獻[4]。由于布置空間限制，難以實現(xiàn)懸置系統(tǒng)完全解耦，由于發(fā)動機沿Z軸(垂直方向)和θx方向(繞發(fā)動機曲軸扭轉(zhuǎn)方向) 存在激勵，因此這兩個方向的解耦程度要求較高，其它方向解耦程度要求相對較低。

2懸置系統(tǒng)隔振性能優(yōu)化模型

懸置系統(tǒng)隔振性能主要決定于系統(tǒng)的解耦程度和剛體模態(tài)頻率。而系統(tǒng)的解耦程度和固有頻率取決于懸置的動剛度、安裝位置和角度。根據(jù)實際問題，可選擇四個懸置的靜剛度(考慮橡膠懸置的動態(tài)硬化率，文中計算時，動倍率取1.3)和安裝位置為優(yōu)化設(shè)計參數(shù)。提出的懸置系統(tǒng)優(yōu)化模型為：

(1)

其中：

3參數(shù)設(shè)置及優(yōu)化結(jié)果

動力總成重量為 1 781 kg，表1給出了動力總成的轉(zhuǎn)動慣量和慣性積，表2給出了懸置的原始靜剛度，表3給出了懸置在動力總成質(zhì)心坐標系的原始坐標。根據(jù)懸置系統(tǒng)的六自由度振動模型以及解耦率的計算原理，編寫MATLAB程序求解系統(tǒng)固有頻率和解耦率，結(jié)果如表4所示。

表1　動力總成在GCS中的轉(zhuǎn)動慣量和慣性積

表2　懸置的原始靜剛度

表3　懸置的原始坐標

表4　懸置系統(tǒng)原始固有頻率和解耦率

為驗證MATLAB程序的正確性，用系統(tǒng)動力學仿真軟件ADAMS建立仿真模型，如圖3所示，計算結(jié)果如表5所示。對比表4和表5可以判定MATLAB程序正確。

圖3　懸置系統(tǒng)ADAMS模型Fig.3 ADAMS model of the powertrain mounting system

頻率/Hz10.417.7511.3713.1915.0416.87解耦率/%X72.830.0011.470.0115.600.09Y0.0152.530.0033.530.2613.67Z9.440.0088.530.002.020.01θx0.0051.620.0024.270.3039.58θy17.710.000.000.0181.121.24θz0.000.920.0024.280.6289.97

動力總成繞曲軸轉(zhuǎn)動方向以及垂直方向存在激勵，為避免共振，這兩個方向的頻率間隔一般要大于1 Hz。靜剛度原始值的選取滿足了頻率間隔的要求，由表4可以看出，優(yōu)化前系統(tǒng)各階解耦率不高，尤其是繞曲軸方向的解耦率很低。因此優(yōu)化前懸置系統(tǒng)的隔振性能達不到要求, 需進行懸置剛度和位置的優(yōu)化。

目標函數(shù)中各參數(shù)值的設(shè)置如表6所示。頻率上下限的設(shè)置要避開其它子系統(tǒng)的共振頻率。沿Z軸和θx方向解耦率相對重要，因此二者的權(quán)系數(shù)最大。

懸置位置的上下限為初始位置基礎(chǔ)上波動20 mm。發(fā)動機和變速箱懸置的靜剛度變化范圍如表7所示。

優(yōu)化后懸置的最優(yōu)靜剛度和坐標分別見表8和表9，固有頻率和解耦率的優(yōu)化結(jié)果見表10。

表6　頻率和解耦率的限值

表7　懸置的靜剛度上下限

表8　優(yōu)化后懸置的靜剛度

表9　優(yōu)化后懸置的坐標

表10　優(yōu)化后懸置系統(tǒng)固有頻率和解耦率

對比表4和表10可知，沿Z軸解耦率從88.53%提高到98.06%，θx方向解耦率從24.27%提高到86.99%，其余各自由度的解耦率都得到較大提高。沿Z軸的固有頻率降低到10.56 Hz，沿Z軸和θx方向的頻率間隔為1.48 Hz，滿足要求。最低固有頻率和最高固有頻率分別為6.12 Hz和19.75 Hz，沒有超出頻率的上下限。 可見，所建立的優(yōu)化模型能很好地滿足設(shè)計要求，優(yōu)化后的懸置系統(tǒng)隔振性能有較明顯改善。

為了驗證優(yōu)化后懸置系統(tǒng)的隔振性能是否提高，利用ADAMS/Vibration對懸置系統(tǒng)進行頻域分析。圖4至圖6分別為優(yōu)化前后動力總成質(zhì)心處的位移、速度和加速度頻率響應(yīng)曲線。

圖4 優(yōu)化前后動力總成質(zhì)心Z方向位移頻率響應(yīng)Fig.4InitialandoptimaldisplacementfrequcncyresponseinZdirectionofthepowertraincenterofgravity圖5 優(yōu)化前后動力總成質(zhì)心Z方向速度頻率響應(yīng)Fig.5InitialandoptimalvelocityfrequcncyresponseinZdirectionofthepowertraincenterofgravity圖6 優(yōu)化前后動力總成質(zhì)心Z方向加速度頻率響應(yīng)Fig.6InitialandoptimalaccelerationfrequcncyresponseinZdirectionofthepowertraincenterofgravity

由圖4至圖6可以看出，系統(tǒng)6階固有頻率值均低于發(fā)動機怠速時激勵頻率，除了θz方向，優(yōu)化后系統(tǒng)各階固有頻率較優(yōu)化前均有所降低。在發(fā)動機啟動工況和怠速以后工況，優(yōu)化后Z方向與其它方向的振動耦合程度很低，因此響應(yīng)幅值比優(yōu)化前有較明顯降低，表明優(yōu)化后懸置系統(tǒng)的隔振性得到較明顯改善。

4優(yōu)化方案可靠性分析

為驗證優(yōu)化方案的可靠性，進行Monte Carlo仿真試驗驗證，抽樣方法采用基于方差降低技術(shù)的描述采樣(Descriptive Sampling)，采樣次數(shù)為10 000次。

表11給出了初始方案和優(yōu)化方案的可靠性對比。由表11可知，初始方案解耦率的可靠性除繞Y軸和繞Z軸方向以外都比較低。頻率約束可靠性均達到1.0，除了第二個頻率間隔外，頻率間隔可靠性均達到了0.9以上。經(jīng)過優(yōu)化后，解耦率可靠性有了很大改善，均超過了0.9，但繞Z軸和繞X方向頻率約束的可靠性稍有降低，第二和第三個頻率間隔有所降低，其它頻率間隔保持為1.0 Hz。

工程上對繞X軸和Z軸方向解耦率的大小及其可靠性要求較高，圖7給出初始方案和優(yōu)化方案的繞X軸和Z軸方向解耦率的蒙特卡洛模擬結(jié)果。

表11　初始方案和優(yōu)化方案的可靠性分析結(jié)果

表12　初始方案和優(yōu)化方案的隔振率

圖7　初始和優(yōu)化方案的Roll及Z方向解耦率概率分布Fig.7 Initial and optimal probability distribution in X and Z directions

由圖7看出，與初始方案相比，優(yōu)化方案的繞X和Z方向解耦率的均值明顯提高，標準差有較明顯的降低：初始方案繞X方向的均值為33.27，標準差為0.87，優(yōu)化方案繞X方向的均值為86.88，標準差為0.72；初始方案Z方向的均值為87.12，標準差為8.36，優(yōu)化方案Z方向的均值為95.80，標準差為6.47。這表明優(yōu)化結(jié)果能使得這兩個主要方向解耦率的可靠性得到較大程度提高。

5實驗驗證

將原方案與優(yōu)化方案裝車進行動力總成懸置隔振率對比，測試工況為整車定置發(fā)動機怠速(650 r/min)和高速(2 200 r/min)，結(jié)果見表12。由表12可知，右前懸置、右后懸置、左前懸置的三向隔振率除個別方向稍有降低外，總體上有較大幅度提高，隔振率平均提高11.16%，最大隔振率的提高了55%(右后懸置X方向高速工況)。左后懸置各方隔振率有所降低，但只有兩個工況的隔振率低于20 dB，其余四個工況的隔振率均超過了20 dB。從整體來看，優(yōu)化方案較初始方案的隔振率有較明顯提高，表明了優(yōu)化方法的有效性。

6結(jié)論

為提高某裝載機動力總成懸置系統(tǒng)的隔振性能，以該懸置系統(tǒng)的六階固有頻率和解耦率為優(yōu)化目標，提出了合理地懸置系統(tǒng)優(yōu)化模型。

提出的優(yōu)化模型能有效增大懸置系統(tǒng)各方向的解耦率。θz方向和θx方向的解耦率未達到要求，但較優(yōu)化前有了大幅度提高，基本滿足工程實際需求。優(yōu)化方案在兩個主要方向解耦率的可靠性得到較大程度提高。最后通過實車測試驗證了優(yōu)化方法的綜合效果。

參 考 文 獻

[1] Yu Y H, Naganathan N G, Dukkipati R V. A literature review of automotive vehicle engine mounting systems[J]. Mechanism and Machine Theory, 2001, 36:123-142.

[2] Jeong T, Singh R. Analytical method of decoupling the automotive engine torque roll axis[J]. Journal of Sound and Vibration, 2000, 234(1):85-114.

[3] Park J Y, Singh R. Role of spectrally varying mount properties in influencing coupling between powertrain motions under torque excitation[J]. Journal of Sound and Vibration, 2010, 329:2895-2914.

[4] 閻紅玉, 徐石安. 發(fā)動機-懸置系統(tǒng)的能量法解耦及優(yōu)化設(shè)計[J].汽車工程, 1993,15(6): 321-328.

YAN Hong-yu, XU Shi-an. Energy method of decoupling and computer optimization of engine mounting systems[J].Automotive Engineering,1993,15(6): 321-328.

[5] 成義權(quán). 某挖掘機動力總成懸置系統(tǒng)隔振性能設(shè)計方法研究與應(yīng)用[D]. 合肥：合肥工業(yè)大學，2013.

[6] 王軍華. 5噸裝載機減振分析與應(yīng)用[D]. 濟南：山東大學，2012.

[7] 劉丕晶, 侯亮, 黃偉，等. 挖掘裝載機動力總成懸置系統(tǒng)隔振性能仿真[J]. 廈門大學學報：自然科學版, 2012, 51(6): 1005-1010.

LIU Pi-jing, HOU Liang, Huang Wei, et al. Simulation of vibration isolation performance of backhoe loader’s powertrain mounting system[J]. Journal of Xiamen University：Natural Science, 2012, 51(6): 1005-1010.

[8] 馮利花. 小型液壓挖掘機發(fā)動機振動分析與隔振研究[D]. 長沙：中南大學, 2011.

[ 9] 吳杰,周勝男.動力總成懸置系統(tǒng)頻率和解耦率的穩(wěn)健優(yōu)化方法[J].振動與沖擊,2012, 31(4): 1-7.WU Jie, ZHOU Sheng-nan. Robustness optimization method for frequency and decoupling ratio of powertrain mounting system[J]. Journal of Vibration and Shock, 2012,31(4): 1-7.

[10] 吳杰,上官文斌.基于6sigma的動力總成懸置系統(tǒng)穩(wěn)健優(yōu)化設(shè)計[J].振動與沖擊,2008, 27(8): 65-68.

WU Jie, SHANGGUAN Wen-bin. Robust optimization design for the powertrain mounting system based on six sigma[J]. Journal of Vibration and Shock, 2008, 27(8): 65-68.

[11] Demic M. A contribution to the optimization of the position and the characteristics of passenger car powertrain mounts[J]. International Journal of Vehicle Design, 1990, 11(1):87-103.

[12] Hu J F, Singh R. Improved torque roll axis decoupling axiom for a powertrain mounting system in the presence of a compliant base[J]. Journal of Sound and Vibration, 2012, 331:1498-1518.

[13] 陳欠根, 馮利花, 過新華,等. 裝載機動力總成懸置系統(tǒng)建模仿真研究[J]. 合肥工業(yè)大學學報:自然科學版, 2011, 34(8): 1130-1134.

CHEN Qian-gen, FENG Li-hua, GUO Xin-hua, et al. Modeling and simulation study of excavator’s powertrain mounting system[J]. Journal of Hefei University of Technology:Natural Science, 2011, 34(8): 1130-1134.

[14] Sirafi M，Qatu M. Accurate modeling for the powertrain and subframe modes[J]. Society of Automotive Engineering Transactions, 2003, 112(6): 1684-1687.

[15] Swanson D A. Active engine mounts for vehicles[R]. SAE Paper 932432.

基金項目：國家863計劃項目(2012AA110702)；教育部新世紀人才計劃項目(NCET-11-0157)；華南理工大學中央高?；究蒲袠I(yè)務(wù)費專項資金資助(D2115540)

收稿日期：2014-09-16修改稿收到日期：2014-12-19

中圖分類號:TK406

文獻標志碼：A

DOI:10.13465/j.cnki.jvs.2016.01.005

Optimal design for vibration isolation performance of a loader’s powertrain mounting system

WU Jie1,2, LI Shi1

(1. School of Mechanical and Automotive Engineering, South China University of Technology, Guangzhou 510641, China;2. Guangdong Provincial Key Laboratory for Automotive Engineering, Guangzhou 510641, China)

Abstract:The frequency and decoupling ratio of a loader’s powertrain mounting system were optimized in order to improve its vibration isolation performance. The mounting stiffness and installing position were selected as optimized variables. The results showed that its optimal natural frequencies are more rational, and the optimal decoupling ratios in Z and θx directions are improved significantly; the reliability of the optimal scheme is higher than the original one. At last, test results showed that the vibration isolation performance of the powertrain mounting system is significantly improved.

Key words:loader; powertrain mounting system; decoupling ratio; vibration isolation performance; optimal design

第一作者 吳杰 男，博士，副教授，1973年11月生