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，因發(fā)動機振動激勵主要為1階不平衡往復慣性力矩和1.5階燃燒激勵，以致發(fā)動機怠速激勵頻率較低，另因初始設(shè)計動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計不合理，導致整車在怠速工況振動異常劇烈。現(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，這樣會導致發(fā)動機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口品牌叉車。隨著發(fā)動機排放標準升級，動力總成選配三缸發(fā)動機成為熱門課題，然而通常情況下三缸發(fā)動機振動比較劇烈，若僅將原先動力總成懸置系統(tǒng)的四缸發(fā)動機切換成三缸發(fā)動機，而懸置系統(tǒng)參數(shù)（懸置位置、角度和剛度）沒有變化，可能會導致整車振動變大，因此優(yōu)化設(shè)計三缸發(fā)動機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)動機匹配液力軟連接變速箱的四點懸置，懸置包括發(fā)動機左右減振墊、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)動機振動特點，優(yōu)化目標選為繞發(fā)動機曲軸方向的模態(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)的力學模型可以簡化為：發(fā)動機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)的曲軸坐標系可定義為：動力總成的坐標原點選在總成質(zhì)心處，X軸為曲軸的軸線并指向發(fā)動機前端，Z軸與氣缸軸線平行并向上為正，指向發(fā)動機缸蓋，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)進行全局探索和優(yōu)化，優(yōu)化設(shè)計變量為發(fā)動機減振墊和變速箱減振墊安裝位置，以及發(fā)動機減振墊采用V型支撐的傾斜角度，優(yōu)化目標函數(shù)為繞X方向（發(fā)動機曲軸方向）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)動機左右支腳基本對稱布置在發(fā)動機曲軸兩側(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)動機的激勵主要來源于Z方向和繞X方向，應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)進行優(yōu)化，優(yōu)化目標為繞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。

相關(guān)熱詞搜索：懸置 總成 叉車 優(yōu)化設(shè)計 動力