文章中的某叉車動力總成懸置系統(tǒng)配備的是一款三缸發(fā)動機(jī)，因發(fā)動機(jī)振動激勵主要為1階不平衡往復(fù)慣性力矩和1.5階燃燒激勵，以致發(fā)動機(jī)怠速激勵頻率較低，另因初始設(shè)計動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計不合理，導(dǎo)致整車在怠速工況振動異常劇烈�，F(xiàn)動力總成減振墊選型已經(jīng)確定，懸置剛度不能作為優(yōu)化變量，只能通過優(yōu)化懸置安裝位置和角度，使得懸置系統(tǒng)的剛體模態(tài)頻率分布合理，并且繞發(fā)動機(jī)曲軸方向模態(tài)能量解耦率提高到90%以上。本文采用遺傳算法得到優(yōu)化結(jié)果，經(jīng)仿真驗證懸置系統(tǒng)繞發(fā)動機(jī)曲軸方向振動傳遞率降低明顯，此優(yōu)化可作為設(shè)計方案實施。
　　國內(nèi)自主品牌小噸位叉車動力總成采用軟連接設(shè)計方案的不多，通常采用的是動力總成與前橋剛性連接，這樣會導(dǎo)致發(fā)動機(jī)振動直接由前橋傳遞到車身，使得整車振動較大，在怠速工況附近尤其劇烈。安徽合力股份有限公司推出的G2系列軟連接叉車，采用全懸浮的動力總成懸置系統(tǒng)，使得整車振動得到根本性改善，減振效果不遜色于國外進(jìn)口品牌叉車。隨著發(fā)動機(jī)排放標(biāo)準(zhǔn)升級，動力總成選配三缸發(fā)動機(jī)成為熱門課題，然而通常情況下三缸發(fā)動機(jī)振動比較劇烈，若僅將原先動力總成懸置系統(tǒng)的四缸發(fā)動機(jī)切換成三缸發(fā)動機(jī)，而懸置系統(tǒng)參數(shù)（懸置位置、角度和剛度）沒有變化，可能會導(dǎo)致整車振動變大，因此優(yōu)化設(shè)計三缸發(fā)動機(jī)的動力總成懸置系統(tǒng)成為設(shè)計難點。文中設(shè)計的某叉車動力總成懸置系統(tǒng)為三缸發(fā)動機(jī)匹配液力軟連接變速箱的四點懸置，懸置包括發(fā)動機(jī)左右減振墊、變速箱左右減振墊，因減振墊是借用先前設(shè)計，其剛度不能作為優(yōu)化設(shè)計變量，優(yōu)化變量只能是懸置安裝位置和角度，針對三缸發(fā)動機(jī)振動特點，優(yōu)化目標(biāo)選為繞發(fā)動機(jī)曲軸方向的模態(tài)能量解耦率，同時選取六個方向剛體模態(tài)頻率合理分布區(qū)間為約束條件。
　　本文首先介紹動力總成懸置系統(tǒng)的理論模型和能量法解耦原理，然后利用MATLAB軟件編制程序求解懸置系統(tǒng)六個剛體模態(tài)和六個方向模態(tài)能量分布，再通過Altair HylmrStudy軟件集成MATLAB來優(yōu)化設(shè)計懸置位置和安裝角度，最后通過模態(tài)疊加法仿真對比懸置系統(tǒng)優(yōu)化前后在上下方向和繞曲軸轉(zhuǎn)動方向的振動傳遞率，仿真結(jié)果可證明優(yōu)化設(shè)計方案有效、可靠。
　　一、動力總成懸N系統(tǒng)理論模型
　　動力總成懸置系統(tǒng)的力學(xué)模型可以簡化為：發(fā)動機(jī)和變速箱總成通過具有空間三維方向的彈性橡膠懸置支撐在車架上，且具有六個方向的自由度。系統(tǒng)的曲軸坐標(biāo)系可定義為：動力總成的坐標(biāo)原點選在總成質(zhì)心處，X軸為曲軸的軸線并指向發(fā)動機(jī)前端，Z軸與氣缸軸線平行并向上為正，指向發(fā)動機(jī)缸蓋，Y軸方向按右手定則確定。對于動力總成懸置系統(tǒng)力學(xué)模型可建立無阻尼自由振動方程：
　　三、動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化模型
　　文中優(yōu)化算法選擇HyperStudy軟件中的遺傳算法，可在整個設(shè)計空間內(nèi)進(jìn)行全局探索和優(yōu)化，優(yōu)化設(shè)計變量為發(fā)動機(jī)減振墊和變速箱減振墊安裝位置，以及發(fā)動機(jī)減振墊采用V型支撐的傾斜角度，優(yōu)化目標(biāo)函數(shù)為繞X方向（發(fā)動機(jī)曲軸方向）能量百分比最大，表1給出動力總成懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)頻率設(shè)計區(qū)間以及能量百分比的設(shè)計要求，作為優(yōu)化模型的約束條件。
　　四、優(yōu)化結(jié)果
　　初始設(shè)計時發(fā)動機(jī)支腳和變速箱支腳均采用水平支撐方式，懸置系統(tǒng)為四點懸置，發(fā)動機(jī)左右支腳基本對稱布置在發(fā)動機(jī)曲軸兩側(cè)，變速箱左右支腳未按曲軸方向?qū)ΨQ布置，動力總成懸置系統(tǒng)三維布置如圖1所示。在以動力總成質(zhì)心為原點的曲軸坐標(biāo)系下，動力總成的慣性參數(shù)、懸置位置參數(shù)和剛度參數(shù)分別為表2～4所示。
　　由公式1～3可以得出的初始設(shè)計懸置系統(tǒng)6個剛體模態(tài)頻率和能量分布如表5所示。
　　就模態(tài)能量解耦而言，發(fā)動機(jī)的激勵主要來源于Z方向和繞X方向，應(yīng)使這兩方向耦合盡可能少，在原始設(shè)計的懸置系統(tǒng)中，Z方向的能量百分比為97.4%，解耦程度比較高，而繞X方向的能量百分比僅為73.7%，與沿Y方向和繞Z方向耦合比較嚴(yán)重，需要優(yōu)化提高到90%以上。
　　因此本文通過遺傳算法對懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化，優(yōu)化目標(biāo)為繞X方向的能量百分比提高到90%以上，同時降低Z方向和繞X方向的模態(tài)頻率，提高Y方向的模態(tài)頻率，使得模態(tài)頻率和能量分布遵循表1設(shè)計要求。優(yōu)化設(shè)計變量為四個懸置減振墊安裝位置，考慮到變速箱支腳由平支撐改為V型支撐難度比較大，故僅將發(fā)動機(jī)支腳設(shè)計成V型支撐，優(yōu)化后懸置系統(tǒng)模態(tài)頻率和能量分布如表6所示。
　　由表6知，優(yōu)化后Z方向和繞X方向的模態(tài)頻率均有所降低，有利于動力總成系統(tǒng)隔振，Y方向模態(tài)頻率提高到8.5Hz，有利于控制發(fā)動機(jī)剛啟動時抖動，同時繞X方向與其他方向的耦合程度明顯降低，模態(tài)能量分布提高到91.6%，此外其他方向模態(tài)能量均有所提高，均滿足表1中的設(shè)計要求。優(yōu)化后發(fā)動機(jī)V型支撐的傾斜角度為30°，懸置新位置參數(shù)如表7所示。
　　五、優(yōu)化前后振動傳遞率仿真
　　本文取6階剛體模態(tài)阻尼比均為0.2，分別通過模態(tài)疊加法計算動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化前后繞X方向的振動傳遞率和Z方向的振動傳遞率如圖2～3所示。

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