清远吊人车出租，清远吊人车租赁， 清城吊人车出租   吊人车的动力总成悬置系统优化以及减震分析？  由于吊人车市场发展越来越快，发动机的减振是急需解决的问题之一，动力总成悬置系统的设计研究也显得越来越重要，合理地匹配悬置系统参数是提高整车性能的关键．目前，多采用优化方法对悬置系统的刚度参数进行优化，匹配合理的悬置系统刚度，以减小发动机传递到支承系统的振动．但悬置系统的结构形式、几何位置及悬置系统的结构、刚度和阻尼等特性直接影响悬置系统的减振性能，因此，在匹配悬置系统参数时不但要考虑悬置系统的刚度，还要考虑悬置系统的阻尼．本文以某动力总成悬置系统为研究对象，基于振动微分方程理论，建立动力总成的多刚体动力学模型，分析悬置在有、无阻尼状态下的减振情况，进而在考虑悬置系统阻尼特性情况下，优化悬置的刚度参数来减小支反力大小，从而降低振动的传递，减小动力总成悬置系统的振动，并求解系统的固有频率和主能量分布方向上的解耦程度．

            吊人车在路上行驶时，主要的振源为发动机的激励和路面的不平度激励，然而随着道路条件越来越好，发动机激励对振动的影响就越来越明显，为了减小这种影响，需要动力总成悬置系统具有较好的减振性能．动力总成的悬置系统中，通常用橡胶元件作为悬置装置来联接动力总成与车体，所以动力总成的固有频率不高(一般都低于30Hz)，因此，可以把动力总成看作刚体．考虑阻尼和激励的工况下，动力总成悬置系统的振动微分方程6可表示: M为系统的质量矩阵; C为系统的阻尼矩阵; K为系统的刚度矩阵; q为系统的广义坐标;F( t)为系统所受的广义力矩阵．在考虑系统阻尼的情况下，令 F( t)=0即可得到系统六自由度的自由振动微分方程．在系统阻尼和外激励都不考虑的情况下，令 C=0、F( t)=0即可得到系统六自由度的自由振动微分方程．能量解耦基本原理是在求得系统自由振动方程的基础上，求出系统的固有频率与固有振型，它每一阶的主振动动能和势能之和是保持不变的，不同阶的能量也是互不变换的．如果系统以第 j阶模态振动来分析的话，它的能量分布矩阵可以表示、 n为发动机转速; i为发动机气缸数;τ为冲程系数，两冲程为1，四冲程为2．计算得本系统的最低激励频率为怠速工况时发动机的频率，其值为16.4 Hz．另外为了保证动力总成的振动和路面激励不发生共振，可结合相关参数对其进行计，使系统的最低阶频率大于路面激励力频率的4/3倍，一般取固有频率最低限值大于5 Hz，所以5 Hz＜ f＜16.4 Hz．在保证动力总成悬置系统的质心和各悬置相对位置不变、动力总成质量不变的情况下，把动力总成进行简化．在 UG中建立动力总成悬置系统的几何模型，并导入Adams中建立的动力总成悬置系统6自由度的仿真模型1．动力总成悬置系统的惯性矩及悬置元件特性．在 Adams的 Vibration模块中，对模型进行频域振动仿真分析，在选项中进行求解设置并选择模态分析，启动能量解耦组件10，可获得动力总成在各阶模态下的振型， 三阶模态振型和五阶模态振型耦合程度较高，且动力总成存在一定的扭转振动时域分析主要针对怠速工况进行仿真分析，系统在怠速工况下，悬置无阻尼和有阻尼时悬置垂直方向支反力随时间变化的曲线．波动幅值由158 N减小为144 N;右前悬置垂直支反力稳定在1400 N左右，其波动幅值由140 N减小为130 N;左后悬置垂直支反力稳定在250 N左右，其波动幅值由35 N减小为32 N;右后悬置垂直支反力稳定在230 N左右，其波动幅值由28 N减小为26 N．这说明振动在通过橡胶悬置时由于阻尼的存在而减小的更多，所以在减振分析时不能够忽略橡胶悬置的阻尼参数．动力总成悬置系统优化分析本文对动力总成悬置系统采用 insight模块进行优化分析，在怠速工况下对6自由度悬置模型进行参数优化设计．由于4个悬置主方向上的刚度对悬置系统的减振效果都有一定的影响，故选取设计变量为4个悬置的12个主方向刚度，取值范围为上下变动50%，对动力总成悬置系统来说，其约束条件主要是:约束刚度的变化范围为±50%，系统固有频率的约束变化范围为5～16.4 Hz．若把能量在其各阶主振方向上的解耦情况作为动力总成悬置系统优化设计的目标，可把动力总成主振动能量分布的加权和最大设为目标函数．由式(2)可得当系统第 j阶模态振动时，第 k个广义坐标分配到的能量占系统总能量的百分比为，EPjk为系统的解耦程度，若其值为100%，即表示系统完全解耦，因此能量解耦目标函数(5)式中，ci为第 i阶频率的加权因子．利用 Adams/View建立设计变量与目标函数，然后引入到 Insight中，并设计一个试验．对试验结果进行二次模型拟合，有效地缩减设计矩阵，对灵敏度进行分析，然后优化求解动力总成悬置系统的刚度参数．

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            通过对动力总成悬置系统进行优化求解，得到定阻尼条件下悬置系统刚度优化结果与之前结果对比如表3，表4、5为优化前后悬置系统的固有频率及解耦程度对比，表5中，X、Y、Z及Ｒ分别表示平动及转动方向．结果中可以看出，优化后 X方向的刚度值普遍降低; Y方向上左前、左后悬置的刚度值有所增大，右前、右后悬置的刚度有所减小; Z方向上右前、左后悬置的刚度有所增大，左前、右后悬置的刚度有所减小，动力总成存在扭转振动现象，所以在讨论悬置刚度参数时要同时考虑每一个位置悬置刚度的变化规律．从表4中能够看出，优化前后悬置系统的6阶固有频率都小于16 Hz，避开了怠速时的共振频率;优化后悬置系统的固有频率有所降低，怠速工况时的共振问题能够很好地避免．通过表5比较优化前后的主振型能量分布情况发现，各阶模态上的主振型能量都有所提高，且除沿 Z轴平动的振动能量分布是82.11%以外，其它各个自由度方向上的能量分布都超过了85%，振动耦合现象有了很大程度上的改善．系统在怠速工况下，有阻尼时优化后各悬置垂直方向支反力随时间变化的曲线．通过优化后垂直方向支反力的响应曲线)和优化前有阻尼情况对比分析发现，在怠速工况下，左前悬置垂直支反力稳定在1500 N左右，其波动幅值由144 N减小为133 N;右前悬置垂直支反力稳定在1390 N左右，其波动幅值由130 N减小为124 N;左后悬置垂直支反力稳定在230 N左右，其波动幅值由32 N减小为27 N;右后悬置垂直支反力稳定在220 N左右，其波动幅值由26 N减小为21 N．各悬置处的垂直支反力波动幅值普遍降低，减小了力的传递，减振效果有了很大改善．图15为系统在怠速工况下，考虑阻尼时优化前后动力总成质心位移随时间变化的曲线．可以看出，优化前动力总成的质心经过一段较大的波动后稳定在3.4 mm左右，优化后质心位移波动稳定在2.3 mm左右，质心的位移减小了很多，有效地降低了动力总成的振动幅值，悬置系统起到了减振的作用。

           本文针对吊人车普遍存在动力总成在怠速过程中的振动问题，对某型号动力总成及其悬置系统应用 Adams/View构建了空间六自由度的动力学模型，利用模块分析得到了系统的固有频率，并就得到的问题借助 Adams/Insight模块对系统进行了优化．优化后动力总成悬置系统左前、右前、左后、右后的垂直支反力波动幅值分别减小了，动力总成的质心在平稳运行中的振动位移明显减小，降低了振动的传递，减小了动力总成悬置系统的振动，并且各阶固有频率值都有所降低，各阶次的解耦程度基本都达到了85%以上，有了明显提高．结果表明，采用以动力总成悬置系统在各阶固有频率主振方向上的能量解耦程度为目标函数，能很好地匹配悬置系统的参数，达到悬置系统的减振目的．

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