发动机悬置系统的设计

发动机悬置系统的设计

1发动机的工作特性模型悬挂式车辆系统（以下简称悬挂式系统）应具备：（1）隔噪功能；（2）工作的限制功能；（3）抗噪声功能。发动机总成本身是一个内在的振动源，同时又受到来自外部的各种振动干扰，使其处于复杂的振动状态，引起周围零件的损坏和乘坐的不舒适等。其中：燃烧激振频率，是由发动机气缸内混合气燃烧，曲轴输出脉冲扭矩，导致发动机上反作用力矩的波动，从而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，计算公式为：其中：f1———点火干扰频率，Hz;n———发动机转速，r/min;i———发动机气缸数；———发动机的冲程系数(2或4)。惯性力激振频率，是由发动机不平衡的旋转质量和往复运动的质量所引起的惯性激振力和激振力矩的频率。它与发动机的缸数无关，但惯性力的不平衡量与发动机缸数和结构特征有着密切关系。计算公式为：其中：f2———惯性力激振频率，Hz;n———发动机转速，r/min;Q———比例系数(一级不平衡惯性力或力矩Q=1、二级不平衡惯性力或力矩Q=2)选用的直列四缸发动机(见图3)，其主要激振力为低速区段的二阶扭矩波动和高速区段的二阶惯性力，表达式为(1-3)：其中：Fy=sinγ4mrλω2cos(2ωt)式中，γ为总成布置倾斜角(通常指布置后曲轴与水平面的夹角)；m为单缸活塞及往复运动部分质量；r为曲柄半径；λ为曲柄半径与连杆长度之比(λ=r/L)；ω为发动机曲轴角速度(ω=2πn/60)；Me0为发动机输出扭矩平均值；A为2、3缸中心线至动力总成重心的纵向X距离。2振动耦合与前悬置安装在确定悬置系统支承点位置时，应该考虑到低速(怠速)和高速时的不同要求。发动机总成在低速运转时，其自身的弹性振动影响较小，将其看成刚体，按照刚体运动理论进行研究；高速时自身弹性振动影响较大，必须通过试验得到其弹性振动形态，选择振幅最小的位置，即将悬置系统支承点布置在弹性振动的节点位置上。在实际设计过程时，首先以较低频率为对象，从刚体的振动理论出发进行研究，然后以高频率为对象，通过试验振动分析确定支承点最合适的位置。当激振频率较低时，接近悬置系统的固有频率，有可能发生共振，此时应该尽量避免各阶振动的耦合，至少要保证变位行程大或角变位大的主振动，例如由激振力和力矩引起的垂直方向的振动和侧倾方向的转动独立而不耦合。以皮卡车为例，其发动机总成在作自由扭转振动时，是以主惯性轴作为扭转中心轴线，在实际运行中，受到来自曲轴的扭转外力矩，而主惯性轴与曲轴之间有一个夹角ψ，故发动机总成在作扭转振动时实际环绕的曲线是扭矩轴(如图1所示)，它与主惯性轴之间存在一个夹角，角的大小可按式(1-4)计算：其中，Ix和Iz分别为发动机总成对X轴及Z轴的转动惯量。悬置系统布置时，要尽量使悬置软垫的弹性中心落在扭矩轴线上，这样隔振效果最佳。通常将前悬置尽量布置在发动机总成一阶弯曲模态的一个节点上，以减小振动传递，将后悬置布置在与前悬置互为撞击中心的共轭点上。现在皮卡车采用的是发动机前置、纵置，四点布置方式，前悬置是V型40°布置，后悬置是平置。由于空间条件的限制，未能满足撞击中心理论布置，故要对悬置支承点的位置进行优化。3悬置系统设计要正确选择锚固的垫压悬置系统的刚度选取要从两个方面进行考虑，一是如何确定悬置之间的相对和绝对刚度值；一是如何选择各刚度的方向。刚度的相对值和悬置系统支承点的布置有关，一旦位置被确定了，也就确定了悬置系统的弹性主轴或者弹性中心，在详细了解发动机总成的各个参数(重心、质量、惯性主轴、惯性矩)后，就可以确定悬置系统各阶固有频率和固有振动模式；从隔振角度讲，刚度的绝对值要求应尽可能低，但是要避免由此产生的发动机总成与周围零件之间相对位移变大而产生的振动干涉；除了怠速工况、车辆在急转弯时的离心力、急刹车时的冲击力及行驶时操纵离合器的轴向推力等作用下，将使发动机总成产生不同方向的位移、加速度，故在悬置系统设计时，要正确选择悬置软垫各方向的刚度。前后悬置软垫的刚度要根据承载量及到重心0的距离合理匹配，达到垂直及俯仰方向上的解耦，有约束方程，式(1-5)：其中，KFV、KRV分别为前后悬置的刚度，LF、LR分别为前后悬置离动力总成重心的纵向距离(如图2所示)。悬置软垫的材料应尽量选用天然橡胶，其压剪比在3～8之间，故有约束方程，式(1-6)：其中，kp、ks分别为悬置软垫的压缩刚度和剪切刚度。该皮卡车由于结构布置的限制，不能完全满足上述约束条件，故要对存在主要激振力和力矩方向的刚度加以限制，建立不同的约束条件和目标函数，对悬置系统进行优化，从而使悬置系统的各阶固有频率控制在激振频率的倍以下，得到合理的配置，达到有效隔振的目的。4振动耦合自适应该皮卡车在试装发动机总成后，怠速工况下出现发动机总成抖动较大的现象。分析是因为在外部不平衡惯性力和惯性力矩方向的振动存在耦合，致使振动相互激励变大，振动频率范围变宽，悬置系统隔振效果下降。故要使悬置系统在垂直和侧倾方向上的振动实现解耦，进行优化设计。4.1把汽车成像作为运输总环在进行悬置系统设计时，通常是将发动机总成子系统从整车系统中分离出来单独进行分析。假设：(1)车架是刚体，并且具有相当大的质量，只考虑发动机总成6个自由度的运动。(2)把发动机总成看作是空间弹性支承着的刚体，且其旋转角度为常数。(3)把悬置软垫简化为沿着空间三个正交轴线，具有弹性的线性弹簧，忽略阻尼。对于该皮卡车悬置系统来说，除作以上简化外，还要根据各零件间的实际运动关系将运动副简化成理想约束，比如，活塞销与活塞、活塞销与连杆小头、连杆大头与曲柄销简化成转动副；活塞与缸体间简化成平移副；以及飞轮与曲轴有固定副约束等。再根据发动机总成的重量、重心、惯性矩、前后悬置支承点的位置以及各零件的外形尺寸等参数建立模型如图3所示：4.2固有特性分析在进行悬置系统仿真时，利用ADAMS/Line模块可以将非线性运动学或动力学方程自动进行线性化处理；利用ADAMS/Vibration模块作振动分析，计算悬置系统的固有频率(特征值)、特征向量和状态空间矩阵，得到悬置系统的固有特性。输入皮卡车发动机总成参数，见表1、表2，得到悬置系统固有特性表3。由表3知：悬置系统在惯性力和惯性力矩方向，即沿Z轴的垂直振动和绕X轴的侧倾转动方向上的能量百分比分别为76%和61%，解耦程度不高，要进行优化。4.3悬置系统单目标优化本悬置系统以垂直振动及侧倾振动的能量解耦为目标，以悬置支承点的刚度和位置参数为设计变量，同时将悬置系统固有频率的上下限作为约束，采用单目标多变量优化方法进行优化，可得悬置系统的刚度参数、固有特性和能量分布数据，见表4、表5。这样，按照能量解耦的方法，使发动机总成在惯性力和惯性力矩作用下，沿Z轴的垂直振动和绕X轴的侧倾转动能量分别占各阶总能量的98%和96%，基本实现解耦。5基于能量法解耦的悬置系统设计(1）按撞击中心理论确定悬置支承点的位置只是解耦的方法之一，在悬置系统的实际设计当中，往往由于结构限制而不能满足。本文基于发动机总成