張遠(yuǎn)亮，張立民

(1.四川城市職業(yè)學(xué)院 汽車與信息工程學(xué)院，四川 成都 610110； 2.西南交通大學(xué) 牽引動力國家重點實驗室，四川 成都 610031)

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某混合動力總成系統(tǒng)模態(tài)頻率匹配分析

張遠(yuǎn)亮1，張立民2

(1.四川城市職業(yè)學(xué)院 汽車與信息工程學(xué)院，四川 成都 610110； 2.西南交通大學(xué) 牽引動力國家重點實驗室，四川 成都 610031)

針對某混5408動力總成系統(tǒng)的雙層隔振問題，利用ADAMS動力學(xué)仿真軟件建立了柔性車架、剛性柴油發(fā)電機組的剛?cè)狁詈夏Ｐ?對該雙層隔振系統(tǒng)進(jìn)行了模態(tài)分析計算，得到了雙層隔振系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù).對混合動力系統(tǒng)各主要部件、混合動力系統(tǒng)與車體、混合動力系統(tǒng)與柴油發(fā)電機組進(jìn)行了模態(tài)頻率匹配分析.結(jié)果表明：混合動力總成系統(tǒng)隔振器剛度設(shè)計滿足各部件、車體及柴油發(fā)電機組之間不發(fā)生強烈耦合共振，模態(tài)匹配合理，隔振器剛度設(shè)計得當(dāng).

混合動力；雙層隔振；剛?cè)狁詈?；模態(tài)頻率匹配

0 引言

通過彈性元件將內(nèi)燃機與基礎(chǔ)連接構(gòu)成的單層隔振系統(tǒng)，其振級落差一般可達(dá)20～25 dB，但對于振動、噪聲指標(biāo)要求高的設(shè)備，單層隔振系統(tǒng)已不能達(dá)到隔振要求[1].相關(guān)設(shè)計人員已經(jīng)開展了雙層隔振系統(tǒng)深入研究[2- 4]，以達(dá)到減振降噪的設(shè)計目標(biāo).

在設(shè)計應(yīng)用中，由于隔振器安裝位置的固定、隔振系統(tǒng)的質(zhì)心及幾何不對稱等現(xiàn)實約束條件，這些導(dǎo)致系統(tǒng)的固有頻率是耦合在一起的.這樣，僅有合理調(diào)節(jié)隔振器各向剛度值，才能使系統(tǒng)各部件的固有頻率相互隔離、系統(tǒng)的固有頻率避開激振力(力矩)頻率范圍，實現(xiàn)雙層隔振系統(tǒng)的固有頻率與激振力頻率的合理匹配[5- 6].

本文利用ADAMS動力學(xué)仿真軟件建立了混合動力總成雙層隔振系統(tǒng)的剛?cè)狁詈夏Ｐ?，對雙層隔振系統(tǒng)進(jìn)行了模態(tài)分析計算，判斷了雙層隔振系統(tǒng)模態(tài)匹配的合理性.

1 混合動力總成系統(tǒng)簡介

研究對象是電力與內(nèi)燃混合動力動車組內(nèi)燃動力包總成.動力總成通過隔振器吊裝在動車組車體下方，如圖1所示.動力總成是將包各部件(柴油發(fā)電機組2、散熱器3、空濾器4、消音器5、液壓泵6和靜液壓油箱7、水箱8以及各系統(tǒng)之間的連接管路)集成在一個框架上，如圖2.

圖1 動力總成懸掛示意圖

圖2 動力總成組成結(jié)構(gòu)

該動力總成采用雙層結(jié)構(gòu)隔振系統(tǒng)，框架與底部連接的隔振器稱為二級隔振器組，柴油發(fā)電機組與框架之間的隔振器稱為一級隔振器組.

二級隔振器組由4個V型隔振器組成，編號為分別為2- 1～2- 4，如圖3(a)所示；一級隔振器組由9個柱狀隔振器組成，編號分別為1- 1～1- 9，如圖3(b)所示.

(a)二級隔振器 (b)一級隔振器

圖3 橡膠隔振器

動力總成柴油發(fā)電機組是動力總成中的主要激振源，通過5個橡膠隔振器安裝在框架上；框架通過4個橡膠隔振器安裝在動車車體下方，共同組成雙層隔振的主隔振系統(tǒng).此外散熱器和靜液壓泵組通過4個橡膠隔振器安裝于框架上構(gòu)成雙層隔振系統(tǒng)的兩個子隔振系統(tǒng).

圖4 隔振器位置和編號

主要組成部分質(zhì)量kg轉(zhuǎn)動慣量/(kg·m-2)JxJyJz柴油發(fā)電機組1986132817950框架8304318851284液壓泵500.140.660.67散熱器50026169159

動力包隔振系統(tǒng)的各個隔振器的位置和編號如圖4，各附屬部件的結(jié)構(gòu)參數(shù)和物理參數(shù)如表1.

2 混合動力總成系統(tǒng)模型的建立

將動力包簡化為四個部件，分別為框架、柴油發(fā)電機組、散熱器和靜壓泵.根據(jù)實際情況，將框架考慮為柔性體，柴油發(fā)電機組、散熱器和靜壓泵簡化為剛性體且通過隔振器懸掛在框架上，框架二級隔振器下端連接在框架，上端固定約束.橡膠隔振器簡化為三向彈簧模型，采用ADAMS動力學(xué)仿真軟件建立了雙層隔振動力學(xué)模型.

動力包剛?cè)狁詈夏B(tài)計算簡化模型如圖5所示.

圖5 混合動力總成系統(tǒng)模態(tài)計算簡化模型

3 混合動力總成系統(tǒng)模態(tài)分析及模態(tài)匹配

模態(tài)分析的實質(zhì)是一種坐標(biāo)變換.其目的在于把原來在物理坐標(biāo)系統(tǒng)中描述的響應(yīng)向量，放到所謂“模態(tài)坐標(biāo)系統(tǒng)”中來描述，這一坐標(biāo)系統(tǒng)的每一個基向量恰是振動系統(tǒng)的一個特征向量[7- 9].

3.1 混合動力系統(tǒng)各主要部件模態(tài)匹配分析

利用ADAMS動力學(xué)仿真軟件，計算分析混合動力總成系統(tǒng)模態(tài)參數(shù).實際中因液壓泵質(zhì)量較小，忽略該部件.

將框架的剛體和彈性模態(tài)，柴油發(fā)電機組剛性模態(tài)和散熱器剛性模態(tài)歸納如表2.從表中可以看出：對框架和柴油機組的固有頻率值在6個剛體自由度方向分別進(jìn)行比較，即表2中每一行的數(shù)值，可知各個自由度對應(yīng)的固有頻率值均相差較大，不會發(fā)生耦合共振.

對框架和散熱器的固有頻率值在6個剛體自由度方向分別進(jìn)行比較，即表2中每一行的數(shù)值，可知各個自由度對應(yīng)的固有頻率值均相差較大，不發(fā)生耦合共振.

框架彈性模態(tài)與柴油發(fā)電機組和散熱器的剛體模態(tài)對應(yīng)的頻率值均相差較大，也不發(fā)生耦合共振.結(jié)果表明:動力包隔振器剛度設(shè)計滿足動力包部件之間不發(fā)生耦合共振.

表2 動力總成系統(tǒng)各部件模態(tài)參數(shù)

3.2 混合動力系統(tǒng)與車體固有頻率匹配分析

為了避免車體與動力包發(fā)生耦合共振，對車體、混合動力系統(tǒng)框架和柴油機組進(jìn)行了模態(tài)匹配分析，車體的模態(tài)固有頻率如表3.車體與框架的模態(tài)匹配如表4.

表3 車體模態(tài)參數(shù)

表4 車體與框架的模態(tài)匹配

3.3 混合動力系統(tǒng)與柴油發(fā)電機組激勵頻率匹配分析

柴油發(fā)電機組的激振力有往復(fù)慣性力(矩)、離心慣性力(矩)、傾倒力矩，其中往復(fù)慣性力(矩)和離心慣性力(矩)幅值很小，不會引起系統(tǒng)強烈共振；傾倒力矩以3諧次和6諧次為主，其頻率與柴油機轉(zhuǎn)速有關(guān).不同轉(zhuǎn)速的激勵頻率如表5所示.

表5 柴油發(fā)電機組的轉(zhuǎn)速與激勵頻率關(guān)系

從表5可以看出：柴油發(fā)電機組的激勵主要是繞x軸的扭矩，動力包框架，柴油發(fā)電機組和散熱器的側(cè)滾固有頻率分別為29.05，13.04和5.61 Hz，能夠避開柴油發(fā)電機組的主要激勵頻率，因此不會發(fā)生耦合共振.

4 結(jié)論

利用ADAMS動力學(xué)仿真軟件對某型混合動力總成系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析，然后對模態(tài)結(jié)果進(jìn)行了簡單的頻率匹配分析，結(jié)果表明：混合動力總成系統(tǒng)隔振器剛度設(shè)計滿足各部件、車體及柴油發(fā)電機組之間不發(fā)生強烈耦合共振，模態(tài)匹配合理，隔振器剛度設(shè)計得當(dāng).

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Modal Frequency Matching Analysis of A Hybrid Powertrain System

ZHANG Yuanliang1,ZHANG Limin2

(1.Automotive and Information Engineering,Sichuan Urban Voctional College,Chengdu 610110,China； 2.The State Key Laboratory of Traction Power,Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031,China)

For a double-hybrid powertrain vibration isolation system,a rigid coupling model of flexible frame and rigidity of diesel generator sets is established according to ADAMS dynamic simulation software.The modal analysis and calculation are conducted,and the modal parameters are obtained.The modal frequency matching analysis is also carried out for the main components of hybrid system,the hybrid system and the vehicle-body,the hybrid system with diesel generator set.The results show that the stiffness isolator design of hybrid power train meets that strongly coupled resonance do not occur in the components,vehicle and diesel generator set with suitable modal match and proper isolator stiffness.

hybrid powertrain system;double isolation;rigid coupling;modal frequency matching analysis

1673- 9590(2016)03- 0023- 04

2015- 09- 20

張遠(yuǎn)亮(1988-),男，助教,碩士，主要從事車輛分析及隔振設(shè)計的研究E-mail:ylzhang@163.com.

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