CONSTRUCTION MACHINERY
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大型液压挖掘机发动机悬置系统分析与设计计算
刘成亮，董永平
（徐州徐工挖掘机械有限公司，江苏 徐州 221004）
［摘要］文章通过对液压挖掘机发动机悬置系统分析，得出了计算模型和相应计算公式，同时对某型号挖掘机悬置系统出现的问题进行测试和分析，给出了有效的解决方法，为挖掘机悬置系统优化设计起到借鉴作用。
［关键词］液压挖掘机；悬置系统；固有频率
［中图分类号］TU621  ［文献标识码］B  ［文章编号］1001-554X （2019）03-0037-05
Analysis and design calculation of engine mounting system
for large hydraulic excavator
LIU Cheng -liang ，DONG Yong -ping
大型液压挖掘机多用于高负荷、高粉尘、高转速的作业工况下。若发动机的有害振动得不到有效控制，会引起相应零部件的早期疲劳损坏，直接影响挖掘机的可靠性，同时还会对机器的平稳性、舒适性和安全性有很大影响。
1 液压挖掘机悬置系统分析
悬置系统是指把发动机传递到支承系统的振动减小到最低限度，成功地控制振动的系统；悬置系统的隔振性能的主要取决于其结构型式、几何位置及悬置减震器的结构、刚度和阻尼等特性。1.1 悬置系统的作用
悬置系统在整个机器运行过程中影响到整机的性能和操作人员的操作稳定性、舒适性。概括来说悬置系统有以下作用：
（1）支承作用，支撑发动机动力总成，使其不至于产生过大的静位移而影响正常工作。
（2）限位作用，发动机在受到各种干扰力（如制动、加速或其它动载荷）作用的情况下，悬置有效地限制其最大位移，以避免与相邻零部件的碰撞或干涉，确保动机动力总成正常工作。
（3）隔振作用，尽可能降低动力总成和底盘及车身之间的双向振动传递，满足整车平顺性和舒适性要求。
1.2 悬置系统振动原理
发动机悬置系统的振动由激振源引起的，它的振动传给机架，在机架中以弹性波的形式传播，并引起安装在机架上的其他零部件的振动。作用于悬置系统的激振源有两类内振源和外振源。
（1）发动机悬置系统的内振源主要是由于燃烧脉动、活塞和连杆的运动产生的不平衡力和力矩，故发动机激振频率f 可分为燃烧激振频率f 1和惯性激振频率f 2两部分。
其中燃烧激振是由发动机气缸内混合气燃烧，曲轴输出脉冲转矩，由于转矩周期性地发生变化，导致发动机上反作用转矩（又称倾覆力矩）的波动。这种波动使发动机产生周期性的扭转振动，其振动频率实际上就是发动机的发火频率，可用（1
）式计算
（1）式中 f 1——燃烧激振频率（Hz ）；
n ——发动机转速（r/min ）；
i ——发动机缸数；
DOI:10.1981.2019.03.001［收稿日期］2018-10-11
［通讯地址］刘成亮，江苏省徐州市经济技术开发区高新路39号
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建筑机械
()()()()()m x x m m m a x x m m m x x m
m m m m m x a a a x m m m m m a a x m m m m m a x x m m x x m m m m a ⎪⎪⎪
⎪⎪
⎪⎪
⎪⎪⎪⎪
⎭⎫
⎝⎛-+++--+
+-++++++---++++--+++--++-++=
2753257125373387641632128764112217
64614274527532 60
20
⋅=πωn  221ω⋅⋅=m N
K
1式中 f 2——惯性激振频率（Hz ）；
Q —— 比例系数（一级不平衡力或力矩
Q =1，二级不平衡力或力矩Q =2）。
（2）外振源主要是指是地面工况对机器的激励，通过履带（或轮胎）、驱动系统、悬置车架等而传递到发动机动力总成，一般为2.5Hz 以下的低频随机振动。
2 挖掘机悬置系统设计计算
挖掘机发动机悬置系统由发动机支架、转台支架和悬置装置本身3部分组成。其设计基本要求
或缸体施加额外负载；悬置失效时应考虑充足的保护措施；悬置系统设计应尽量靠近主惯性轴；悬置系统的支架的设计应当使安装在飞轮壳上的螺栓承受相同的载荷。
2.1 挖掘机悬置系统选择计算
如图1所示为挖掘机悬置系统零部件布置图，
需要确定各零部件的重量（kg ）：发动机重量m 1，主泵重量m 2，消声器重量m 3，风扇重量m 4，飞轮连接盘重量m 5，压缩机重量m 6，前悬置支架重量m 7，后悬置支架重量m 8。悬置系统总重量m =m 1+m 2+m 3+ m 4+m 5+m 6+m 7+m 8。
图1 挖掘机悬置系统零部件布置图
2.2.1 确定发动机悬置系统的安装重心及位置
（1）确定风扇与前悬置支架的重心
O 1、位置关系。
由平衡原理可得到（3）式
（m 4+m 7）a 1=m 7（x 2-x 5）    （3）
由（3）式可以得到（4）式60（4）（2）确定风扇、前悬置支架和压缩机的重心O 2、位置关系。
由平衡原理可得到（5）式
（m 4+m 6+m 7）a 2=m 6（x 2-x 4-a 1）  （5）由（5）式可以得到（6）式
（6）
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2019/03总第517期
（3）确定发动机、风扇、前悬置支架和压缩机的重心O 3、位置关系。
由平衡原理可得到（7）式
（m 1+m 4+m 6+m 7）a 3=m 1（x 2-a 2-a 1） （7）由（7）式可以得到（8）式
()()()
x a a a x m m m m m a a x m m m m m a x x m m x m m m ⎪⎪
⎪⎪⎪⎪⎪⎫      +---+++--+++--++-++63212876411221764614274527532k N 1= （8）（4）确定发动机、后悬置支架的重心O 4、位
置关系。由平衡原理可得到（9）式（m 1+m 4+m 6+m 7+m 8）a 4=m 8（x 2-a 1-a 2-a 3+x 6）（9）由（9）式可以得到（10）式m a
=6020⋅=πωn  221ω⋅⋅=m N K  k N 1= （10）
（5）确定飞轮连接盘和消声器的重心O 5、位置关系。由平衡原理可得到（11）式（m 3+m 5）a 5=m 3（x 3-x 7）  （11）由（11）式可以得到（12）式
()()()()(m m m m a x x m m m x x m m m m m m x a a a x m m
m m m a a x m m m m m a x x m m x x m a
⎝⎛++--++-++++++---++++--+
++--++-=
5325712537338
76416321287
64112217
646142745
276020⋅=πωn
221ω⋅⋅=m N K  （12）
（6）确定飞轮连接盘、消声器和主泵的重心O 6、位置关系。
由平衡原理可得到（13）式
（m 2+m 3+m 5）a 6=m 2（x 1-x 7-a 5）
（13）由（13）式可以得到（14）式()()()()()m x m m m a x x m m m x x m m m m m m x a a a x m m m m m a a x m m m m m a x x m m x x m m m m a            ⎝⎛+++--++-++++++---++++--+++--++-++=753257125373387641632128764112217646
142745275322ω⋅ （14）（7）确定整个悬置系统的安装重心O 、位置关系。由平衡原理可得到（15）式ma =（m 2+m 3+m 5）［（a 5+a 6+x 7）+a 4-（x 2-a 1-a 2-a 3）］（
15）由（4）、（6）、（8）、（10）、（12）、（14）和（15）式可以得到（16）式6020⋅=πωn  221ω⋅⋅=m N K  k
N 1= （16）2.2.2 确定悬置系统的总刚度（1）确定激振圆频率。对于燃烧激振频率和不平衡惯性力激振频率，在悬置系统设计师时应该选择较小的激振频率来计算，一般选择不平衡惯性力激振频率来计算。这样发动机激振圆频率ω（rad/s ）可用（17）式表示()()()()m x m m m a x x m m m x x m m m m m m x a a a x m m m m m a a x m m m m a ⎪⎪⎪⎪⎪        ⎝-+++--++-++++++---++++--+++=75325712537338764163212876411221532 N
K
k
N 1
=
（17）式中 n 0——发动机怠速为（r/min ）。（2）计算发动机悬置系统总刚度，可用（18）式表示)()()()(m m m x x m m m x x m m m m m m x a a a x m m m m m a a x m m m m a x x m m x x m m m m            ⎝⎛++--++-++++++---++++--+++--++-++3271253733876416321287641122164142745275326020⋅=πωn  （18）式中 K ——悬置系统总刚度（ N (((m m x x m m m a x m m m x m m m x x m m m m a            ⎝⎛+-+++-+++-+-++=533341284121745275326020⋅=πωn
221ω⋅⋅=m  k ——隔振系数。Copyright©博看网 www.bookan. All Rights Reserved.
40 建筑机械设计计算
DESIGN & CALCULATION （3）确定悬置的预压缩量。预压缩量可用下（19
）式表示+-++++=+⋅= ()6543212612x x a a a a a x x K K K K +-----+=-= ()()655243211221x x x x a a a a a K K K f ++-++++=⋅⋅=λλ ()
)64321261x a a a a a x x K -----+λ 0.752N ＜≤
⨯227.3
5.4211>===f λ 208.1131.140
2121<===f f λ Hz Qn f 2.286085026022=⨯==
216.2132.2802222>===f f λ
（19）式中 K ——悬置系统与压缩量（mm ）。根据预压缩量的大小来选用悬置的类型。 2.2.3 计算前后悬置减震器的刚度由（3）-（16）式可得整个悬置系统重心O 到前悬置支架重心的距离d 1为d 1=a +a 1+a 2+a 3+a 4-x 2+x 5因此前悬置减震器的位置刚度K 1为(
)432126a a a a a x x K -----+()65122x x f + 000.75f N f =≤≤ N 2
m K f π210=
Hz t ni f 5.422606
850601=⨯⨯== 227.3135.42011>===f f λ Hz Qn f 1.146085016021=⨯== 208.1131.1402121<===f f λ Hz Qn f 2.286085026022=⨯== 216.22.2822>===f λ 后悬置减震器的位置刚度K 2为+
+-++++λ ()65222x x r + f 2N ＞ 2 m K f π210= Hz t ni f 5.422606850601=⨯⨯== 227.3135.4201
1>===f f λ Hz Qn f 1.1460850
1
6021=⨯==
208.1131.1402121<===f f λ Hz Qn f 2.28850222=⨯==
前悬置单只减震器的刚度K f 为++ 65x x +-----+=⋅⋅=λλ 0
0.752N ＜≤
2N ＞ 2 m K f π210=
Hz t ni f 5.422606850601=⨯⨯==
227.3135.42011>===f f λ
Hz Qn f 1.146085016021=⨯==
208.1131.1402121<===f f λ
式中 λ——安全系数。后悬置单只减震器的刚度K r 为=+⋅= ()()655243211221x x x x a a a a a K K K f +++=⋅⋅=λ
2.2.4 预测悬置系统受力情况根据2.2.3得到的前后减震器的刚度，以及曲
轴偏心、惯性、动力加速度来预测悬置系统风扇端和飞轮端的受力情况，从而来选择减震器的具体
型号。3 悬置系统振动分析及改进措施在调试某一大型挖掘机过程中，调试人员发现在H 模式转速850r/min 下作业时发动机有明显的共振现象。当转速提高至大约870r/min 时，振动现象消失。经过与减震器厂家交流分析，其故障原因可能是悬置系统设计时按理论计算，与实际工况不相匹配，即减震器的固有频率与发动机实际激振频率
不匹配。下面通过计算和测试来具体分析。3.1 理论计算分析由隔振理论中的幅频特性曲线可以得到：（1+
+=
+
⋅
=)6
5
43212612x x a a a a a x x K K K K +--+=
-= ()()655243211
221x x x x a a a a a K K K f +++⋅⋅=λ()()654321262221x x a a a x K K K r +-+=⋅⋅=
λ
，悬置系统振动振效果。（2+
+=
+⋅=)654321261
2x x a a a a a x x K K K K +--+=-= ()()655243211221x x x x a a a a a K K K f +++=⋅⋅=λ()()654321262x x a a a a a x x +-+000.75N f =≤≤ 区，N 接近1振幅值，当N =1时，响应幅值达到无穷大，当然实际系统中这种状态是很难达到的。（3++=+⋅=)6543212612x x a a a a a x x K K K K +--+=-= ()()655243212
x x x x a a a a a +++()()65432126222x a a a a x x K K r
+-+=⋅⋅=λ0 0.752N ＜≤ 悬置系统起到减振作用。因此，仅当振源的激振频率与系统的固有频++=+⋅= )6543212612x a a a a a x x K K K K +--+=-= ()()655243212x x x x a a a a a +++ ()()65432
1262x x a a a a a x x K +-+ 000.75f N f =≤≤ 2 2N ＞
悬置系统才起到减振作用。悬置系统固有频率f 0可由（20）式计算得到++=+⋅=)65432126x x a a a a a x x K +--+=(()6524321122x x x a a a a a K K K f +++=⋅⋅=λ(()65321262
22x x a a a a a x x K K r +-+=⋅λ000.75f N f =≤≤ 2N ＜≤ 2N ＞ 2    （20）因此可以得到该悬置系统的固有频率f 0=13Hz 。发动机的燃烧激振频率（发火频率）可用（1）式计算，故实际工况下该机型高怠速为850r/min 时的发动机发火频率为
++=⋅= )6543212612x x a a a a a x x K K K +--+=-= ()()6552432112x x x x a a a a a K +++=⋅λ ()()654321262221x x a a a a a x x K K +-+=⋅⋅λ 00.75f N =≤≤ 0.75＜2N ＞ 2 m K
f π210= 其频率比为
++= )6543212612x x a a a a a x x K K K K +--+=-= ()()65524321122x x x x a a a a a K K f +++=⋅⋅=λ ()()654321262221x x a a a a a x x K K +-+=⋅⋅=λ 0N ≤0.752N ＜≤ 2N ＞ 2 Hz t f 5.4226060
1=⨯== 发动机的一阶惯性力激振频率f 21（Q =1）为++=+⋅= )654321261x x a a a a a x x K K +--+= ()()655243211221x x x x a a a a a K K +++=⋅⋅=λ )()654321262x x a a a a a x K r +-+= 00N f ≤0.752N ＜≤ 2N ＞ m π2 13
01f 其频率比为
++=+⋅= )6543212612x x a a a a a x x K K K K +--+=-= ()()655243211221x x x x a a a a a K K f +++
=⋅⋅=λ )()6
5432126221x x a a a a a x K r +-+= 000.75f N f =≤≤ 0.752N ＜≤ K 1Hz f 1.1460
6021=== Copyright©博看网 www.bookan. All Rights Reserved.
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发动机的二阶阶惯性力激振频率22（Q ）为27.313011===f λHz Qn f 1.146085016021=⨯=2131402121===f f λ Hz
Qn f 6085026022=⨯==
其频率比为
t 260660=⨯27.3135.42011==f f λHz Qn f 85016021⨯=08.1131.1402121===f f λ Qn f 60
85026022=⨯==13
2
.282222>=
f λ由以上计算可以得知，发动机一阶惯性力引起的激振频率与悬置系统的固有频率接近，悬置系统处
于共振区，需要通过降低系统固有频率的方法来减弱或消除共振。3.2 现场实地测试分析
测试人员对该挖掘机悬置系统不同转速下的振动位移和振动加速度进行了测试，其测试结果如图2发动机振动加速度随发动机转速的变化曲线中的曲线1和图3发动机振动位移随发动机转速的变化曲线中的曲线1所示。
（1）由图2中的曲线1可知，随着发动机转速的增加，振动加速度也逐渐增加，到最高转速时，振动加速度达到32.6m/s 2，接近于极限值34.7m/s 2。
（2）由图3中的曲线1可知，转速在850r/min 附近发动机所传递的震源最大，最大位移达到了1.12mm ，大于最大极限值1mm ，此转速下两个频率段接近有放大波形产生共振，因此需要改进。
由理论计算分析和测试分析可知，该悬置系统固有频率与发动机激振频率不相匹配，刚好处于共振区。为避开共振点，需对悬置系统减震器工艺进行调整，降低其固有频率。
曲线2
7233534.73025
201510加速度（m /s 2）发动机转速（r/min）50770850920
105713801800图2 发动机振动加速度随发动机转速的变化曲线
发动机飞轮壳曲线2
1.210.80.60.40.20
723
77085092010571380
1800发动机转速（r/min）
位移（m m ）
发动机振动位移随发动机转速的变化曲线
3.3 悬置系统改进和验证
由（20）式可以看出，降低悬置系统的固有频率的方法有两种：一是增加悬置系统的质量m ，悬置系统的质量增加显然不现实；二是减小悬置系统的总刚度K ，使减震器在单位负荷下下沉量大一点，下沉量大意味着减震器要设计的很柔软，静刚度要很大，相应的体积要很大，并且使悬置系统的稳定性
较差，容易摇晃干涉损坏发动机。这就需要对其进行优化，因此，通过对悬置系统减震器的工艺进行调整优化，并对调整后的减震器进行了变形试验，试验结果显示其刚度降低了大约300N/mm ，然后对改进后的悬置系统进行测试，测试结果如图2中的曲线2和图3中的曲线2所示。
（1）由图2中曲线2可知，改进之后的悬置系统加振动速度明显低于改进前的振动加速度，也远小于极限值34.7m/s 2。
（2）由图3中曲线2可知，改进之后的悬置系统振动位移也明显低于改进前的振动位移，随着转速的增加，振动位移接近，且均低于极限值1mm 。说明此转速两频率段已经错开，传递振源已吸收，有隔振作用。
4 结束语
本文对悬置系统振动原理进行了阐述，并对挖掘机悬置系统的过程进行了计算和分析，最后针对实际案例悬置系统产生的问题进行了分析和测试，并提出了相应的解决方案，为以后挖掘机悬置
系统设计提供了理论依据，具有一定的指导意义。
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