為了提高整車密封性能，增大客車前部空間，少部分前置前開門客車，采取了降低發(fā)動機高度的措施。為了避免變速器與前橋干涉，采用了變速器與發(fā)動機相分離的結(jié)構(gòu)，為此，變速器需要單獨設計懸置系統(tǒng)。在客車開發(fā)設計階段，常需要對其結(jié)構(gòu)參數(shù)與軟墊的剛度進行計算。為了求得較佳的隔振效果，以及各零部件的可靠性，需要不斷調(diào)整一些參數(shù)，反復計算，工作量大。在沒有計算軟件的情況下，往往只是簡單估算一下，存在不夠準確的問題。本文通過對變速器振動分析，以及利用隔振機理，編制了變速器懸置計算軟件。通過應用該軟件，可以全面地了解變速器懸置的各參數(shù)的作用，較好地確定懸置的結(jié)構(gòu)，尋找到較佳的隔振措施。 1 計算程序的建立 1.1 懸置系統(tǒng)設計原則 懸置系統(tǒng)設計要求應該達到以下幾個目的。 （1） 隔離振動。在發(fā)動機所有工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，發(fā)動機產(chǎn)生的振動必須通過其懸置系統(tǒng)加以隔離，盡可能少地傳遞給車架。而變速器懸置系統(tǒng)必須隔離由道路不平引起的車輪、懸架系統(tǒng)的振動，防止這一振動向變速器傳遞，避免變速器振動加劇，確保各零部件的可靠性。 （2） 保護變速器。車輛在行駛過程中，可能因承受過大的沖擊載荷而損壞。因此，懸置軟墊本身，必須可靠耐久，能適應各種惡劣的工作環(huán)境，起到保護變速器的作用。 （ 3） 遵循拆裝方便、軟墊通用化、低成本的原則，盡量選用市場現(xiàn)有的軟墊。 1.2 激振源 變速器懸置在工作中，存在眾多的激振源。其中，有兩類強制外激振源需要隔離：一類是由發(fā)動機氣缸內(nèi)點火燃燒，曲軸輸出的脈沖扭矩；另一類是由道路不平引起，并通過車輪、懸掛系統(tǒng)、車架傳遞給變速器。 1.3 計算函數(shù) 式中Rf——頻率比；c——阻尼比，對于普通橡膠軟墊的懸置系統(tǒng)而言，阻尼一般很小，可認為c= 0。 1.4約束條件 1.4.1 縱向距離盡量滿足撞擊中心理論 式中L F —— 前懸置點離重心G 的縱向距離;L R ——后懸置點離重心G 的縱向距離；IY——變速器繞Y 軸的轉(zhuǎn)動慣量;m ——變速器總成的質(zhì)量。 注：坐標系的建立是以變速器重心為原點，以車的前后方向為X 軸；以駕駛員的左右方向為Y 軸，以垂直方向為Z 軸。 1.4.2 懸置結(jié)構(gòu)滿足振動解耦條件 雖然變速器懸置系統(tǒng)具有六個自由度，存在較多的自由度之間的耦合振動，但是，實際上有些自由度上的振動較小，可以不考慮，通常只需考慮在兩個垂直平面上的振動自由度。 式中kFV —— 前懸置垂直綜合剛度；kRV —— 后懸置垂直綜合剛度。 1.5 計算程序及示例 （1） 計算程序。影響變速器懸置振動傳遞特性的結(jié)構(gòu)因素很多，主要包括軟墊剛度、軟墊數(shù)量、軟墊阻尼、軟墊安裝角度、前后軟墊左右間距、軟墊前后間距等因素。為了提高設計效率，開發(fā)了此計算軟件。所編程序可以定量地分析各主要因素對振動傳遞率的影響，極大地提高了設計的準確性。計算程序框圖見圖1。 （2） 計算示例。以YBL 6980T 1K 車為例，對影響振動傳遞率的部分參數(shù)在分別變化10% 的情況下，定量地觀察該車的振動傳遞率，詳見表1。 從表1 中可知，軟墊在高速時隔振率較好，在低速時隔振效果不佳。所以，軟墊的設計重點應放在低速隔振上。另外，從表中得知影響振動傳遞率的軟墊剛度、前后軟墊左右間距、軟墊前后間距等因素對振動傳遞率的影響是不同的。其中，軟墊的剛度、軟墊的安裝角度對懸置的振動隔振率有明顯的影響，而軟墊的左右間距、前后間距，對懸置的隔振率影響相對不明顯。 計算結(jié)果僅僅是目標值，在整車布置中能否實現(xiàn)還不能肯定，而且，軟墊的剛度能否滿足計算結(jié)果的要求，還依賴于軟墊制造廠提供的產(chǎn)品。也就是說，由于整車布置條件的限制和軟墊品種的制約，必須對設計方案作反復調(diào)整和驗算，或從多個方案中進行對比選擇，以確定較佳的方案。 本設計是以發(fā)動機固有頻率為目標，以支承位置和支承剛度為變量進行優(yōu)化的，沒有涉及任何響應計算，而且，某些條件中有一定的假定。所以，最后還必須通過試驗驗證。 2 結(jié)束語 （1） 隨著計算機的廣泛應用，以及不斷提高客車的自主開發(fā)能力，客車行業(yè)開發(fā)專用計算軟件，不僅是可能的，而且是很必要的。 （2） 為了提高變速器懸置的隔振性能，需在分析軟墊的受振基礎上，再確定軟墊性能參數(shù)與結(jié)構(gòu)參數(shù)。軟墊的布置應盡量滿足振動解耦與撞擊中心理論。