霍新強，沈海燕（上海汽車集團股份有限公司商用車技術中心，上海200438）

某混合動力客車動力總成懸置系統(tǒng)的設計計算

霍新強，沈海燕
（上海汽車集團股份有限公司商用車技術中心，上海200438）

動力系統(tǒng)作為混合動力客車的主要振源之一，其懸置系統(tǒng)工作性能直接影響著混合動力客車的振動與噪聲水平。本文利用動力總成懸置系統(tǒng)設計的基本理論，對某混合動力大客車動力總成懸置系統(tǒng)進行設計和計算。

混合動力客車；動力總成；懸置系統(tǒng)；設計計算

混合動力大客車符合現代節(jié)能減排要求發(fā)展趨勢，但若其產生的振動得不到很好的控制，則會引起車身和車架相連的其他零件產生異常振動和噪聲，同時影響汽車的操縱穩(wěn)定性和平順性，嚴重時甚至損壞汽車的零部件，縮短汽車的使用壽命［1-2］。其動力系統(tǒng)在不平路面上工作時產生的不平衡力和力矩是主要激勵源，在所有工作轉速范圍內，動力系統(tǒng)產生的振動必須通過懸置系統(tǒng)加以隔離，盡可能減低傳遞給底盤和車身的振動；同時還需保證怠速和停機時動力系統(tǒng)的穩(wěn)定性［3］。本文對懸置系統(tǒng)的解耦原理進行了研究，提出混合動力大客車動力總成懸置系統(tǒng)的設計方法，并對相應的設計參數進行理論分析與計算。

1　動力總成及懸置系統(tǒng)的參數獲取

1.1動力總成相關參數的測量

目前測量動力總成質量、質心和轉動慣量等參數的方法主要有三線擺法和模態(tài)測量法。本文采用LMSTEST. LAB設備和軟件基于頻響函數模態(tài)測量法來測量［4］。動力系統(tǒng)的布置及懸置系統(tǒng)的尺寸如圖1所示；測量得到的動力總成參數如表1所示。注：（1）動力總成與水平面成4°夾角布置，G點為動力總成的質心；（2）測量所用的坐標系：以動力總成質心為原點，x軸平行于曲軸中心線，指向缸體前端面；z軸垂直于x軸向上；y軸由右手法則確定；（3）LF、LR分別為前后懸置支點縱向離質心距離，m；（4）Jx0、Jy0、Jz0分別為動力總成繞x、y及z主慣性軸的轉動慣量，kg·m2；Jxy、Jxz、Jyz為慣性積，kg·m2；（5）B0為質心相對于動力總成質心的橫向距離，m；（6）α0、β0、γ0分別為主慣性軸與x、y、z軸之間的夾角，（°）。

1.2動力總成懸置系統(tǒng)的垂直自振頻率

1）發(fā)動機的內激振頻率［3，5-7］：

式中：fF1為發(fā)動機內激振頻率，Hz；n為發(fā)動機轉速，r/min；i為發(fā)動機缸數；τ為沖程系數，兩沖程為1、四沖程為2。

該動力系統(tǒng)的發(fā)動機為四沖程四缸機，怠速轉速為700 r/min，發(fā)動機扭轉最低激振頻率為23.3Hz，垂直振動（二階不平衡慣性力）的最低激振頻率也為23.3Hz。

為了得到較好的隔振性能，懸置系統(tǒng)自振頻率必須低于23.3/1.414≈16.5Hz［8］。

2）動力系統(tǒng)扭轉的固有頻率［9］：

式中：fe為動力系統(tǒng)扭轉的固有頻率，Hz；K為扭轉減振器的剛度，N·m/rad；J1為發(fā)動機運動件（含發(fā)動機飛輪）的轉動慣量，kg·m2；J2為ISG電機運動件（含電機飛輪）的轉動慣量，kg·m2。

該動力系統(tǒng)的組成如圖2所示。

該動力系統(tǒng)扭轉減振器的剛度K為6 589N·m/rad，發(fā)動機運動件（含發(fā)動機飛輪）的轉動慣量J1為0.766 kg·m2，ISG電機運動件（含電機飛輪）的轉動慣量J2為1.013 kg·m2，計算的動力系統(tǒng)扭轉的固有頻率fe為19.6 Hz。為了得到較好的隔振性能，懸置系統(tǒng)自振頻率必須低于19.6/1.414≈13.8Hz［8］。

綜上所述，為了得到較好的隔振性能，懸置系統(tǒng)自振頻率必須低于13.8Hz。若預期隔振效果為70%，即振動傳遞率TA為0.3，取阻尼比ζ為0.05，由傳遞率的幅頻特性曲線［10］可得頻率比λ為2.3，則懸置系統(tǒng)的垂直自振頻率fv應為fF1/λ≈10Hz。

現設定懸置系統(tǒng)的垂直自振頻率fv為10Hz、扭轉自振頻率fθ為9Hz。

2　動力系統(tǒng)懸置的布置及計算

2.1懸置的布置

1）動力系統(tǒng)懸置的型式選擇。根據解耦理論，懸置系統(tǒng)懸置點采用四點對稱布置型式，如圖1和圖3所示。前懸置采用V型兩點布置，V型夾角為90°，懸置軟墊為方形軟墊。后懸置采用平置型布置，懸置軟墊為V型軟墊［3］。前懸置為方形軟墊V型布置，容易對心，使前懸置的彈性中心盡可能落在主慣性軸上，橫向剛度大，便于偏置的空調壓縮機等的傳動；后懸置為V型軟墊，平置，縱向剛度大，可以在緊急制動、碰撞時有效地限制動力總成的運動［11］。

利用發(fā)動機缸體側面預留的螺孔，綜合考慮前懸置點的空間和車架的寬度，確定前懸置支點縱向離重心距離LF為0.535m，前后懸置軟墊離中心軸的距離B1、B2分別為0.295m和0.287m；前后懸置軟墊的安裝傾斜角θ1、θ2分別為45°和90°。

2）后懸置支點的縱向位置。出于解耦的考慮，應根據撞擊中心理論將后懸置布置在前懸置點的共軛點上，使前后懸置點的沖擊不致相互影響，從而達到良好的隔振效果［5］，后懸置支點縱向離重心距離：

3）前后懸置軟墊的額定負荷。根據縱向距離，可得［3，6］：

其中：Gf、Gr為前、后懸置支撐的質量，kg。

懸置的參數比較多，下文懸置的計算采用一個循環(huán)計算的過程，逐步優(yōu)化。為了便于計算，每輪計算都先選擇懸置軟墊，計算前、后懸置軟墊的壓縮剛度比KF0、KR0；然后計算其他剛度參數，再選擇懸置軟墊，重新計算壓縮剛度比KF0、KR0，并與前面計算的壓縮剛度比KF0、KR0進行比較；經過多輪循環(huán)最終得出優(yōu)化后的結果。

2.2前懸置垂直剛度計算

1）前懸置垂直剛度計算。因主慣性軸的傾斜角不大，所以按軟墊平面與曲軸中心線垂直的情況進行布置。

前懸置的垂直綜合剛度按下式進行計算［3，6］：

其中：KFV為前懸置的垂直剛度，kg/m。

2）前懸置軟墊剪切剛度和壓縮剛度計算。

∵前懸置的垂直綜合剛度［3，6］

其中：KFS為前懸置軟墊的剪切剛度，kg/m；KF0為前懸置軟墊的壓縮剛度比（

4）前懸置的扭轉綜合剛度計算。前懸置的扭轉綜合剛度［6］

5）前懸置支點離重心的高度H1。懸置支點高度H是按照解耦原則計算出來的，即［5，7］：

其中：α1為前懸置彈性中心的傾斜角，°。

2.3后懸置垂直剛度計算

1）后懸置的垂直綜合剛度計算。根據重心落在彈性軸上的原理，前后懸置的垂直綜合剛度必須匹配，這樣可使前后懸置保持相同的垂直自振頻率，以實現振動解耦［3，5-7］。故：

其中：KRV為后懸置的垂直剛度，kg/m。

2）懸置系統(tǒng)總扭轉剛度計算。因為懸置系統(tǒng)扭轉自振頻率的fθ目標值設定為9Hz，故可按下列公式計算懸置系統(tǒng)（包括前懸置和后懸置）的總扭轉剛度［6］Kθ：

其中：Kθ為懸置系統(tǒng)（包括前懸置和后懸置）的總扭轉剛度，kg/m。

3）后懸置軟墊壓縮剛度和剪切剛度計算。后懸置軟墊兩側對稱平置，位置在變速器兩側。

壓縮剛度［6］KRP=KRV/2；剪切剛度［6-7］KRS=KRP/KR0

其中：KRP為后懸置軟墊的壓縮剛度，kg/m；KRS為后懸置軟墊的剪切剛度，kg/m；KR0為后懸置軟墊的壓縮剛度比（KR0=KRP/KRS）。

4）后懸置的側向綜合剛度計算。后懸置的側向綜合剛度［6-7］KRL=2KRS

其中：KRL為后懸置的側向剛度，kg/m。

5）后懸置的扭轉綜合剛度的計算。后懸置的扭轉綜合剛度［6-7］KRθ=Kθ-KFθ

6）后懸置支點離重心的高度H2。后懸置軟墊為平置安裝，θ2為90°，后懸置支點離質心的高度H2應盡量接近小，并考慮車架上的安裝空間和相關零部件的空間確定。

2.4懸置系統(tǒng)最終計算結果

按照以上步驟，經過幾輪反復調整、驗算和選擇后，直至新選擇的懸置軟墊的壓縮剛度比KF0、KR0與前一輪KF0、KR0相同或差異很小，最終確定了懸置軟墊。計算結果如表2所示。

表2　懸置系統(tǒng)計算結果

接照計算的安裝角度和位置參數，采用該懸置軟墊。經裝車測試，與同類型車比較，減振效果明顯，大大地提高了車輛的舒適性。

3　結束語

本文先采用試驗測試的方法確定了動力總成的質量、質心和轉動慣量等參數，然后采用經驗計算公式計算了動力總成懸置系統(tǒng)的相關參數，并以此為依據與懸置軟墊生產廠家協(xié)調，對計算進行修正、優(yōu)化。對設計方案作了反復的調整和驗算，最后確定了懸置的方案。該方法簡單實用，比較適合我國大客車懸置系統(tǒng)開發(fā)的現狀，可以快速地匹配選用或開發(fā)懸置系統(tǒng)；有條件進行CAE仿真分析的，該方法也可以作為CAE仿真前選擇懸置方案的手段。

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Design and Calculation on Powertrain Mounting System for a Hybrid Electric Bus

Huo Xinqiang，Shen Haiyan
（Commercial Vehicle TechnicalCenter，SAICMotor Co.，Ltd，Shanghai200438，China）

Asone ofmain vibration sources，the powertrain and itsmounting system ofahybrid electric bus directly affect the vehicle performances of vibration and noise.Using the design theory of powertrainmounting system，the authorsdesign thepowertrainmountingsystem ofahybrid electric busand calculate the related parameters.

hybrid electric bus；powertrain；mountingsystem；design and calculation

U469.7；U 464

B

1006-3331（2015）04-0020-04

霍新強（1976-），男，工程師；主要從事新能源動力系統(tǒng)的集成工作。