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        某叉車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)

        發(fā)布時(shí)間:2018-06-25 來源: 幽默笑話 點(diǎn)擊:

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          文章中的某叉車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)配備的是一款三缸發(fā)動(dòng)機(jī),因發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)激勵(lì)主要為1階不平衡往復(fù)慣性力矩和1.5階燃燒激勵(lì),以致發(fā)動(dòng)機(jī)怠速激勵(lì)頻率較低,另因初始設(shè)計(jì)動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)不合理,導(dǎo)致整車在怠速工況振動(dòng)異常劇烈,F(xiàn)動(dòng)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(dòng)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(yàn)證懸置系統(tǒng)繞發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸方向振動(dòng)傳遞率降低明顯,此優(yōu)化可作為設(shè)計(jì)方案實(shí)施。
          國(guó)內(nèi)自主品牌小噸位叉車動(dòng)力總成采用軟連接設(shè)計(jì)方案的不多,通常采用的是動(dòng)力總成與前橋剛性連接,這樣會(huì)導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)直接由前橋傳遞到車身,使得整車振動(dòng)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(dòng)力總成懸置系統(tǒng),使得整車振動(dòng)得到根本性改善,減振效果不遜色于國(guó)外進(jìn)口品牌叉車。隨著發(fā)動(dòng)機(jī)排放標(biāo)準(zhǔn)升級(jí),動(dòng)力總成選配三缸發(fā)動(dòng)機(jī)成為熱門課題,然而通常情況下三缸發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)比較劇烈,若僅將原先動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的四缸發(fā)動(dòng)機(jī)切換成三缸發(fā)動(dòng)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(huì)導(dǎo)致整車振動(dòng)變大,因此優(yōu)化設(shè)計(jì)三缸發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)成為設(shè)計(jì)難點(diǎn)。文中設(shè)計(jì)的某叉車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)為三缸發(fā)動(dòng)機(jī)匹配液力軟連接變速箱的四點(diǎn)懸置,懸置包括發(fā)動(dòng)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(jì),其剛度不能作為優(yōu)化設(shè)計(jì)變量,優(yōu)化變量只能是懸置安裝位置和角度,針對(duì)三缸發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)特點(diǎn),優(yōu)化目標(biāo)選為繞發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸方向的模態(tài)能量解耦率,同時(shí)選取六個(gè)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(dòng)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(gè)剛體模態(tài)和六個(gè)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(jì)懸置位置和安裝角度,最后通過模態(tài)疊加法仿真對(duì)比懸置系統(tǒng)優(yōu)化前后在上下方向和繞曲軸轉(zhuǎn)動(dòng)方向的振動(dòng)傳遞率,仿真結(jié)果可證明優(yōu)化設(shè)計(jì)方案有效、可靠。
          一、動(dòng)力總成懸N系統(tǒng)理論模型
          動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的力學(xué)模型可以簡(jiǎn)化為:發(fā)動(dòng)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(gè)方向的自由度。系統(tǒng)的曲軸坐標(biāo)系可定義為:動(dòng)力總成的坐標(biāo)原點(diǎn)選在總成質(zhì)心處,X軸為曲軸的軸線并指向發(fā)動(dòng)機(jī)前端,Z軸與氣缸軸線平行并向上為正,指向發(fā)動(dòng)機(jī)缸蓋,Y軸方向按右手定則確定。對(duì)于動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)力學(xué)模型可建立無阻尼自由振動(dòng)方程:
          三、動(dòng)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(gè)設(shè)計(jì)空間內(nèi)進(jìn)行全局探索和優(yōu)化,優(yōu)化設(shè)計(jì)變量為發(fā)動(dòng)機(jī)減振墊和變速箱減振墊安裝位置,以及發(fā)動(dòng)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(dòng)機(jī)曲軸方向)能量百分比最大,表1給出動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)剛體模態(tài)頻率設(shè)計(jì)區(qū)間以及能量百分比的設(shè)計(jì)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(jì)時(shí)發(fā)動(dòng)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(diǎn)懸置,發(fā)動(dòng)機(jī)左右支腳基本對(duì)稱布置在發(fā)動(dòng)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(dòng)力總成懸置系統(tǒng)三維布置如圖1所示。在以動(dòng)力總成質(zhì)心為原點(diǎn)的曲軸坐標(biāo)系下,動(dòng)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(jì)懸置系統(tǒng)6個(gè)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(dòng)機(jī)的激勵(lì)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(jì)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(duì)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(shí)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(jì)要求。優(yōu)化設(shè)計(jì)變量為四個(gè)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(dòng)機(jī)支腳設(shè)計(jì)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(dòng)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(dòng)機(jī)剛啟動(dòng)時(shí)抖動(dòng),同時(shí)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(jì)要求。優(yōu)化后發(fā)動(dòng)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(dòng)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(jì)算動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化前后繞X方向的振動(dòng)傳遞率和Z方向的振動(dòng)傳遞率如圖2~3所示。

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