D4114柴油機動力總成懸置系統的分析與優化

（上海柴油機股份有限公司，上海200438）

D4114柴油機動力總成懸置系統的分析與優化

姜鋒，楊高平
（上海柴油機股份有限公司，上海200438）

以D4114柴油機和專用壓路機變速箱組成的振動壓路機動力總成為研究對象，建立了該動力總成的動力學模型。以提高上下移動和繞曲軸中心線轉動模態解耦率為主要目標，調整懸置的剛度。經過試驗驗證，優化后的懸置有效地改善了該動力總成懸置系統的隔振性能。

動力總成 懸置系統 隔振 解耦

1 前言

振動壓路機主要有兩個振源：一是柴油機和變速箱組成的動力總成；另一個是壓路機鋼輪內安置的旋轉偏心輪使鋼輪產生的強迫振動，它在壓實路面的同時，也會給壓路機本身帶來有害的振動。本文主要討論動力總成、懸置系統和壓路機后框架組成的振動系統，探索通過調整懸置的剛度來改變動力總成的剛體模態，從而達到減小由動力總成傳遞給壓路機后框架振動的目的。

2 動力總成的動力學模型

振動壓路機的動力總成如圖1所示。

令以動力總成靜止平衡時的重心為原點的靜止坐標系為C-XYZ，以動力學重心為原點，固定于剛體上的動坐標系為G-xyz。當動力總成靜止時，動靜坐標系重合。因此，系統的廣義坐標為：相對X，Y，Z軸的平動坐標x，y，z和相對X，Y，Z軸的轉動坐標θ，φ，ψ，即[q]=[x，y，z，θ， φ，ψ]。根據拉格朗日動力學方程，動力總成懸置系統的動力學方程可表示為[1]。

圖1 動力總成示意圖

式中，

[M]——為系統廣義質量矩陣；

[C]——系統阻尼矩陣；

[K]——系統剛度矩陣；

[F]——為集中力。

當不考慮阻尼和外力作用時，上述方程可表示為：

系統廣義質量矩陣[M]可表示為：

其中，m為動力總成的總質量，Jij為動力總成繞各軸的轉動慣量。

系統剛度矩陣[K]可表示為：

其中，Kij為復原系數。

將（2）式轉換到頻域內可得

令

則可求得動力總成懸置系統的模態頻率、振型及模態能量分布。

若把動力總成簡化成一個剛體，則它有6個自由度。沿X、Y、Z軸方向的3個移動自由度和X、Y、Z軸轉動的3個轉動自由度。對應于這6個自由度，動力總成有6個剛體模態：前后移動模態、上下移動模態、左右移動模態、橫向轉動模態（繞曲軸中心線）、縱向轉動模態和左右轉動模態。如果這些模態是彼此獨立的，那么就可以把每個模態變成單自由度系統來處理。模態彼此獨立的情況稱為模態解耦。在實際工程中，要使所有的模態解耦是不可能的。在某個頻率下，會同時有兩種或者兩種以上的模態存在。這種模態并存的情況稱為模態耦合。我們用解耦率評價模態耦合程度的高低。每個模態都有一定的能量，用eij來表示，下標i表示模態類型，i=1，2，…，6，j對應頻率fj，j= 1，2，…，6。在某個頻率下，所有模態能量之和為該頻率下模態總能量，用ej表示。

對于這個頻率，單個模態能量與總模態能量的比值表明這個模態能量的強弱，用pij表示，稱為該模態的解耦率。

pij值越高，就表明這個模態能量越強，也即這個模態的解耦程度越高[2]。

動力總成的6個剛體模態頻率分布及相應模態解耦率是評價動力總成懸置系統設計好壞的一個主要指標，其中最重要的指標是上下移動模態和繞曲軸中心線轉動模態的頻率和解耦率。它們的數值取決于動力總成的質心、轉動慣量，懸置的數量、位置和剛度。當發動機和變速箱確定后，系統的質心和轉動慣量就確定了。當懸置的數量和位置也確定后，能調整的參數就只有各個懸置的剛度。本文中，通過調整動力總成懸置系統中各個懸置的三向剛度，對上下移動模態和繞曲軸中心線轉動模態的頻率和解耦率進行優化，從而改善了動力總成懸置系統的隔振性能。

3 振動壓路機動力總成減振系統分析

輪胎驅動鉸接式壓路機和后框架的振動烈度測量點選在后框架承受主要力的構件上，見圖2，某振動壓路機后框架垂直方向的振動烈度見表1。對照振動壓路機減振系統檢驗規范JG/T 5076.2－1996，測量點XY、XZ的振動烈度已大于18 mm/s，屬不可容忍級，因此，我們必須對動力總成原配懸置剛度進行優化。

圖2 壓路機后框架振動烈度測量點

表2為壓路機動力總成的質量及轉動慣量，表3為懸置位置，表4為原配懸置剛度，表5為采用原配懸置剛度時動力總成的模態頻率和解耦率，表6為采用原配懸置剛度時動力總成懸置垂直方向隔振效果。

表1 改進前振動壓路機后框架垂直方向的振動烈度

表2 壓路機動力總成的質量及轉動慣量

表3 發動機懸置位置

表4 原配懸置剛度

表5 原配懸置模態頻率和解耦率

表6 原配懸置懸置垂直方向隔振效果

4 振動壓路機動力總成減振系統的優化

動力總成懸置系統的主要作用有兩個，一是盡可能減少發動機的振動向車架側傳遞，二是動力總成在各種工況下作業時，保證其平動位移和轉動角度在許可范圍內[2]。因此，其剛度既不能太大，也不能太小。選取懸置剛度時一般要求動力總成上下移動模態的頻率在9～11 Hz之間，激振頻率與橫向轉動頻率的比值在2左右[3]。若四缸發動機的最低怠速為700 r/min時，則橫向轉動頻率為12 Hz左右，上下移動模態和轉動模態的解耦率在90%以上。

表7為優化后的懸置剛度，表8為優化后懸置剛度時動力總成上下移動模態和繞曲軸中心線轉動模態的模態頻率和解耦率，表9為優化后懸置剛度時測量得到的動力總成垂直方向隔振效果。表10為優化后懸置剛度時振動壓路機后框架垂直方向的振動烈度對比。

對比表6與表9可知，通過調整懸置的剛度，提高了上下移動和繞曲軸中心線轉動的模態解耦

表7 優化后的懸置剛度

表8 優化后懸置模態頻率和解耦率

表9 優化后懸置懸置垂直方向隔振效果

率，動力總成垂直方向的隔振效果得到了明顯改進，在怠速、小振、大振三種工況下，車架側振動加速度分別降低了43.9%、76.2%、75.0%，座椅底板振動加速度分別降低了47.0%、76.9%、84.5%。由表10可知，通過調整懸置的剛度，后框架垂直方向測量點XQ、XY、XZ的振動烈度分別降低了21.5%、83.3%、86.5%，屬可容忍級。

表10 某振動壓路機后框架垂直方向的振動烈度對比

5 結論

本文以D4114柴油機和專用壓路機變速箱組成的振動壓路機動力總成為研究對象，建立了該動力總成的動力學模型。以上下移動和橫向轉動模態頻率及解耦率為目標，優化了懸置系統的剛度，測量了懸置改進前后壓路機后車架的振動烈度及動力總成垂直方向的振動加速度，測試數據對比表明該動力總成懸置系統的隔振性能得到了明顯改進。

1張保成，蘇鐵熊，張林仙．內燃機動力學[1]．北京：國防工業出版社，2009．

2龐劍，湛剛，何華．汽車噪聲與振動[2]．北京：北京理工大學出版社，2006．

3吳炎庭，袁衛平．內燃機噪聲振動與控制[3]．北京：機械工業出版社，2005．

Analysis and Optimization on Power-assembly Suspension System of D4114 Diesel Engine

Jiang Feng,Yang Gaoping
（Shanghai Diesel Engine Co.,Ltd.,Shanghai 200438,China）

A dynamics model is built for power-assembly which consists of D4114 engine and the gearbox used for vibratory rollers.The stiffness of rubber mounts of the power-assembly is adjusted to achieve optimum decoupling of bounce and crankshaft roll modes.AS a result,the optimized suspensions have improved the performance of isolating system of the power-assembly effectively.

power-assembly,suspension system,isolating vibration,decoupling

10.3969/j.issn.1671-0614.2011.04.003

來稿日期：2011-07-05

姜鋒（1966-），男，教授級高級工程師，主要研究方向為發動機整機設計。