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基于隔振理论的发动机悬置系统研究及其工程应用 摘要 发动机动力总成是汽车主要的振动源和嗓声源之一，合理设计发动机动力总 成悬置系统，不但可以改善汽车的乘坐舒适性，还可以延长发动机和其它部件 的使用寿命。 本文针对k l q 6 7 9 5 客车配备的c y 4 11 2 z l q 发动机悬置系统进行了深入研究。 建立了系统的六自由度振动模型，并在a d a m s 软件中建立其动力学仿真模型。 通过实验测定了发动机动力总成的激振力( 矩) 、质量、质心、转动惯量等重要 的设计参数，并输入到a d a m s 模型中进行仿真，从而得出了系统的固有特性。 通过理论和实验相结合的方法对悬置系统的固有特性进行了分析，找到了该 款客车振动较大的主要原因。应用打击中心定理和能量解耦方法，对原有系统 解耦设计中的不足进行了分析，为改善系统的隔振性能提供了理论基础。 用正交试验的方法，设计了一系列悬置软垫的搭配，并进行仿真，得到了最 优的悬置方案。 关键词：发动机动力总成，悬置系统，隔振，优化设计，仿真 s t u d yo fe n g i n em o u n t i n gs y s t e mb a s e d o nv i b r a t i o ni s o l a t i o n t h e o r ya n de n g i n e e r i n ga p p l i c a t i o n a b s t r a c t p o w e ra s s e m b l yi st h em a i nv i b r a t i o na n dn o i s es o u r c eo fa u t o m o b i l e p r o p e r d e s i g no ft h ee n g i n em o u n t i n gs y s t e mc a ni m p r o v et h er i d i n gc o m f o r ta s w e l la s e x t e n dt h es e r v i c el i f eo f e n g i n ea n do t h e rc o m p o n e n t s i nt h i sp a p e r , t h ee n g i n e ( y c 4 11 2 z l q ) m o u n t i n gs y s t e mo f t h eb u s ( k l q 6 7 9 5 ) h a sb e e nd e e p l ys t u d i e d ad y n a m i c sm o d ew i t h6d o f so ft h em o u n t i n gs y s t e mi s e s t a b l i s h e da n di t ss i m u l a t i o nm o d ei sa l s oe s t a b l i s h c d 晰t ha d a m ss o f t w a r e t h e m a i nd e s i g np a r a m e t e r ss u c ha s ：m a j o re x i t i n gf o r c ea n dt o r q u e ，t h el o c a t i o no f m a s s c e n t e ra n dt h em o m e n to f i n e r t i ao f t h ep o w e ra s s e m b l ya r em e a s u r e db ye x p e r i m e n t s ， a n da r ei n p u t t e dt ot h es i m u l a t i o nm o d ei no r d e rt og e tt h en a t u r a lc h a r a c t e r i s t i c so f t h ee n g i n em o u n t i n gs y s t e m w i t ht h e o r i e sa n de x p e r i m e n t st h en a t u r a lc h a r a c t e r i s t i co ft h ee n g i n em o u n t i n g s y s t e mi sa n a l y z e d ，a n dt h em a i nr e a s o no ff i e r c ev i b r a t i o no ft h ek l q 6 7 9 5b u si s f o u n d s t r o k ec e n t e rt h e o r ya n de n e r g yt h e o r ya r eu s e df o rt h ea n a l y s i so ft h e d i s a d v a n t a g e so ft h eo r i g i n a lm o u n t i n gs y s t e m ，a n dt h e t h e o r e t i c a lb a s i so f i m p r o v i n gt h ev i b r a t i o ni s o l a t i o na b i l i t yo f m o u n t i n gs y s t e mi sa f f o r d e d as e r i e so fm o u n t i n gr u b b e r si sd e s i g n e dw i t ht h eo r t h o g o n a ld e s i g na n d s i m u l a t e di na d a m ss o f t w a r e ，t h eo p t i m a lm o u n t i n gr u b b e r si sg o t k e yw o r d ：p o w e ra s s e m b l y , m o u n t i n gs y s t e m ，v i b r a t i o ni s o l a t i o n , o p t i m i z a t i o n s i m u l a t i o n 插图清单 图卜ia d a m s 中d a e 求解流程 图1 - 2a d a m s 计算流程 图卜3 机械系统动态仿真步骤 图2 - i 发动机隔振原理简图 图2 - 2 不同阻尼比情况下的传递率 图2 - 3 路面激振力隔振简图 图3 - 1 橡胶悬置动力学模型 图3 - 2 平置式， 图3 - 3 斜置式， 图3 - 4 会聚式，。 图3 - 5 发动机安装角及惯性主轴 图3 - 6 发动机悬置系统一般动力学模型 图4 - i 发动机主要激振力( 矩) 及悬置性能测量传感器布置图 图4 2 测量原理图 圈4 - 3 怠速时发动机左前悬置点处级向( x ) 振动。 图4 - 4 怠速时发动机左前悬置点处横向( y ) 振动 图4 5 怠速时发动机左前悬置点处竖向( z ) 振动 图4 - 6 怠述时发动机右后悬置点处横向( y ) 振动 图4 - 7 怠速时发动机右后悬置点处竖向( z ) 振动 图4 嵋1 3 2 0 r p m 时发动机左前悬置点处横向( y ) 振动。 图4 - 91 3 2 0 r p m 时发动机左前悬置点处竖向( z ) 振动， 图4 - i 01 3 2 0 r p m 时发动机右后悬置点处横向( y ) 振动， 圈4 - 1 11 3 2 0 r p m 时发动机右后悬置点处竖向( z ) 振动， 图4 - 1 2 称量法原理图 图4 - 1 3 力矩平衡法原理图， 图4 1 4 相对坐标系， 图4 - 1 5 复摆法原理图 图4 - 1 6 扭摆法测量转动惯量 图4 一1 7 悬置橡胶刚度测量 图5 - i 发动机动力总成的6 个自由度， 图5 - 2 系统i 阶振型，。 图5 - 3 系统2 阶振型 图5 - 4 系统3 阶振型 图5 - 5 系统4 阶振型。， ，0 9拇h坫掩胁组n盟 盯卯龉鹪曲四缸姐篮站弘卵乱蛆蛇让 图5 - 6 系统5 阶振型 图5 - 7 系统6 阶振型 图5 8 怠速时左前悬置横向振动传递函数 图5 - 9 怠速时左前悬置竖向振动传递函数 图5 - 1 0 怠速时左后悬置横向振动传递函数 图5 - ii 怠速时左前悬置竖向振动传递函数 图5 1 2 发动机动力总成惯性轴 图5 1 3 完全解耦的悬置布置 镪北“螗蚯娟蛆蜉 表2 - i 各种激振力的频率范围 表4 - i 发动机总成质心位置 表4 2 变速箱质心位置， 表格清单 表4 3 发动机动力总成质心位置 表4 4 发动机总成转动惯量 表4 - 5 齿轮箱转动惯量一 表4 - 6 发动机动力总成转动惯量 表4 7 悬置静刚度 表5 一l 系统固有频率及其振型 表5 - 2 怠速时的传递率和隔振效率，一 表5 - 31 3 0 0 r f m 时的传递率和隔振效率 表5 - 4 各自由度能量分布一 表5 - 5 各套方案悬置垫的刚度 表5 - 64 套方案悬置软垫的参数 表5 - 7 第1 套悬置方案各自由度能量分布 表5 - 8 第2 套悬置方案各自由度能景分布 表5 - 9 第3 套悬置方案各自由度能量分布 表5 - 1 0 第4 套悬置方案各自由度能量分布 表5 - 1 1 怠速时的传递率和隔振效率 表5 - 1 21 3 2 0 r 蹦时的传递率泰l 隔振效率 他强弘强勰强黯如钾盯鼹驰矾弘晒弱弱弱卯 独创性声明 本人声明所呈变的学位论文是本人在导师指导下进行的研究工作及取得的研 究成果。据我所知，除了文中特别加以标注和致谢的地方外，论文中不包含其他 人已经发表或撰写过的研究成果，也不包含为获得盒魍兰业太堂 或其他 教育机构的学位或证部而使用过的材料。与我一同工作的同志对本研究所做的任 何贡献均已在论文中作了明确的说明并表示谢意。 学位论文作者签名 题磷 i 签字隰捌6 年如彳日 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解盒胆王些盔茎有关保留、使用学位论文的规 定，有权保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和磁盘。允许论文 被查阅和借阅。本人授权盒魍王些厶堂可以将学位论文的全部或部分内容编 入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存、汇编 学位论文。 ( 保密的学位论文在解密后适用本授权书) 学位论文作者签名： ) 日略本 i 签字日期：2 伽6 年y 月刀日 学位论文作者毕业后去向 工作单位： 通讯地址： 导师签名： 签字日期：锄年厂月2 7 日 | 电话 邮编 致谢 光阴似箭，转眼间我的硕士学习阶段即将过去，在过去三年的日子里， 无论在学习、科研、还是生活方面都得到了许多老师、朋友和同学的鼎力 相助，这些我将永远铭记于心。 首先，感谢我尊敬的导师陈心昭教授。在三年攻读硕士学位期间，陈 老师无论是在学习上还是在生活上都给了我极大的关心和帮助，使我得以 顺利完成硕士研究生阶段的学习。陈老师渊博的知识、严谨的治学态度、 敏锐的学术思想、以及积极进取的科研精神是我终生学习的楷模。在此谨 向陈教授致以衷心的感谢和崇高的敬意! 其次，衷心的感谢在三年来一直关心我和培养我的噪声振动工程研究 所所长陈剑教授。三年来无论在生活上或在学习上都给了我很大的支持和 鼓励，还要感谢毕传兴老师。我是在他们的指导和帮助下才完成了该科研 项目及本论文的撰写。 本论文的完成还要感谢噪声振动工程所的李志远教授、刘正士教授。 他们严谨的治学态度、诲人不倦的作风及忘我的工作精神给我留下了深刻 的印象，令我敬佩与叹服。 ，感谢我的同学孙彪、万鹏程、张道永、张红军、张海娟、朱建国、武 前军、朱光胜、方忠甫，使我能在平时学习中和他们互相交流、互相帮助 共同进步。 感谢我的好朋友辛达、赵春亮、郭松青、陆荣峰、张天华、刘波、周 明发，愿我们的友谊长存，衷心祝愿各位前程似锦! 最后，我要感谢我的父母及其他关心我的家人，没有他们的支持和鼓 励，也就没有我今天所取得的成绩。特别是我的父母，他们给了我生命， 教我做人的道理，在我的成长过程中无论成功与失败，都一如既往的支持 我，给了我最无私的爱。在这里表示我最衷心的感谢。 作者：周晓峰 2 0 0 6 年5 月 第一章绪论 1 1 课题来源及其研究目的和意义 本文所研究的课题来源于苏州金龙客车厂的减振降嗓项目。苏州金龙客车有 限公司生产的型号为k l q 6 7 9 5 的客车，使用了广西玉林柴油机厂生产的型号为 y c 4 1 i o z l q 的直列四缸增压柴油机，发动机与副车架之间通过橡胶支承连接( 副 车架与客车大梁刚性连接) 。在发动机怠速转速下，该型客车有时会产生较大的 振动；在发动机转速为1 3 2 0 r p m 时，会伴随着较大的噪声振动，严重影响了该 车的乘坐舒适性，而且容易造成发动机与其它机械构件的失效。本课题的核心 任务就是减小y c 4 1l2 z l q 型柴油机向车体的振动传递。 随着汽车向高速化和轻量化方向发展，振动噪声问题日益突出，人们对振动 和曝声的要求越来越严格，振动分析理论也越来越受到重视。汽车行驶的平顺 性、乘坐舒适性、发动机的减振和隔振更离不开振动分析。发动机是整车主要 的振源之一，汽车行驶时因路面不平、气缸内燃气爆炸压力、运动件的不平衡 惯性力周期性的变化都会使发动机整机系统和曲轴系统产生振动，其悬置系统 隔振性能的优劣直接关系到发动机振动向车体的传递。本文以发动机总成悬置 系统为研究对象，探讨其在参数改变时的振动规律，在理论和实际上都有较大 的意义“3 。 汽车的振源主要来自于两个方面：发动机和路面。而发动机作为一个主要振 源，其振动是由动力总成( 主要包括发动机、离合器及变速器等) 经悬置系统传 递给车身引起车身的振动，并通过车厢壁板的振动产生辐射噪声。1 1 。所以。最 大限度地减小发动机振动向车身传递是汽车减振降噪的关键，而动力总成的悬 置系统作为振动传递途径的一个重要元件对于汽车隅振来说也是一个不可忽视 的环节。发动机总成悬置系统是指动力总成与车架或车身的弹性连接系统，该 系统设计的优劣直接关系到发动机振动向车体的传递，影响整车的n v h ( n o i s e ， v i b r a t i o na n dh a r s h n e s s ) 指标。合理选取悬置系统的动力学参数和悬置橡胶 的参数，尽可能减小发动机振动对整车振动的影响，这对于降低整车振动提高 车辆的综合指标是极其重要的n “。 1 2 国内外研究现状 发动机悬置因其体积较小，起初并没有引起汽车设计者的重视，车速的提高 和汽车重量的逐步减轻，使得发动机振动引起的各种问题日益突出，悬置起到 的作用逐渐被认识。在解决问题过程中，人们有效地利用力学知识建立了各种 模型。几十年来，经过国内外学者的不断探索和研究，终于形成了一套较为完 善的评价方法：主要考虑发动机悬置系统的隔振性能，以刚体模态、扭矩轴线、 一阶弯曲振型、悬置系统的弹性中心与解耦设计的关系为评价指标体系，并适 当考虑人体对振动反应的敏感程度，来考虑发动机悬置系统的综合性能。 人们对发动机悬置系统的研究逐渐由被动隔振研究转向主动隔振设计，由最 初的不成熟阶段朝着形成理论体系、不断研究开发新型悬置元件的方向发展。 1 2 1 国外研究现状 国外许多专家对发动机悬置系统的隔振作用作出了许多有益的研究和探讨。 本世纪五十年代，a n o nh o r i s o n 和h o r i v i t z 提出六自由度解耦理论和解耦的计 算方法，他们的理论比较成熟，推动了今后的研究。七十年代，t o s h i o ，s a k a t a 用机械阻抗法研究悬置刚度与车内噪声的关系；b l b e l t e r - k n i g h t 利用打击中 心理论，考虑使各悬置点尽可能靠近弹性体振动节点位置，提出了合理布置动 力总成悬置元件的方法。1 9 7 6 年，s c h m i t 和c h a r l e s 通过实验研究表明，悬置 系统的固有振动特性主要取决于悬置刚度，而振动幅度还和悬置阻尼的大小有 关。近二十年来，研究人员逐渐将数学中的优化方法应用于悬置系统的设计， 取得了良好的成果。1 9 7 9 年，j o h n s o n 用数学优化的手段进行悬置系统的设计， 他以合理配置系统的固有频率和实现各自由度之间的振动解耦为目标函数，以 悬置刚度和悬置点坐标为设计变量进行优化计算，结果使系统各平动自由度之 间的振动耦合大为减少，同时保证了系统的固有频率，取得令人满意的优化成 果”1 。1 9 8 4 年，g e c kp e 和p a t t o nr d 认为发动机悬置系统的最主要作用是 隔离低频振动，这就要求系统的侧倾固有频率要低，以减小发动机不平衡扭矩 引起的振动。因此，他们以侧倾运动解耦、降低侧倾模态的固有频率为目标对 悬置系统进行了优化，并提出了较合理的悬置设计原则”3 。1 9 8 7 年，h h a t a 和 h t a n a k a 又用优化悬置位置的方法，对怠速工况下发动机悬置系统的振动进行 了研究，指出车身弯曲共振频率应高于怠速转频( 发动机怠速时对应的频率) ， 且越大越好，动力总成的共振频率应小于1 1 4 2 的怠速转频。1 。1 9 9 0 年，d e m i c 以悬置点响应力和响应力矩为目标函数，对悬置点位置与悬置特性进行了优化， 该方法具有既适合橡胶悬置优化，又适合液力悬置优化的特点“”。以上几种应 用优化理论进行的动力总成悬置系统的研究方法，大多是将悬置系统的力学模 型简化，以车架为刚性基础，建立六自由度的刚体一阻尼弹簧模型，可见该动 力学模型己有比较广泛的应用范围。 1 2 2 国内研究现状 我国汽车工业的迅速发展和人们对汽车乘坐舒适性要求的提高促使了我国 汽车科研工作的广泛深入。国内的汽车专业人员对发动机悬置系统的研究虽然 起步较晚，但已取得了大量的成果。八十年代，清华大学的徐石安等人开始发 动机悬置系统的优化计算，他们经过研究认为，相比振动解耦和合理分配固有 频率雨言，降低振动传递率是最重要的，提出了以悬置点处反作用力幅值最小 2 为目标函数，适当控制系统固有频率的方法进行优化设计“，取得较好的结果。 九十年代以后，汽车振动学得到了迅速发展，国内对动力总成悬置系统的研 究工作更加深入，取得可喜的成绩。1 9 9 2 年，长春汽车研究所的喻惠然等给出 了发动机悬置系统设计的一般要求和原则“，并对c a 6 1 0 2 型发动机的悬置系统 进行了基本参数计算和隔振性能研究，提出了改进方案。同年，第二汽车制造 厂的上官文斌等人在扭矩轴坐标系中建立了优化模型“”，以系统固有频率为目 标函数，以系统解耦、打击中心原理、一阶弯曲模态节点为约束进行了优化计 算，此方法在工程上很具有实用价值。 1 9 9 3 年至1 9 9 8 年，清华大学的徐石安与阎红玉对悬置系统提出了新的研究方 法；把汽车看成由发动机、车架、驾驶室和车桥等子系统构成的组合系统，通 过理论计算或测试识别的方法，求出各子系统的动态特性，然后按照一定边界 条件进行组合，获得整个组合系统的动力学方程，求解这个方程即可得到此组 合系统的动态特性“。若只修改其中某一予系统，原有其它予系统的特性仍保 存，把发动机动力总成悬置系统看作要修改的予系统，事先根据各类汽车共有 的特点，找出发动机和其它子系统在整车中的一般匹配关系。这样，无需建立 整车振动模型和方程，直接根据发动机子系统所确定的动态特性，就能比较准 确的预估出整车的振动状况。在理论上为六自由度振动模型的建立，作出了令 人较为信服满意的解释。同时，在发动机解耦优化过程中，对结构上缺少明确 的对称面的发动机( 如前置前驱汽车的发动机) ，提出了任意一个自由度都能方 便解耦的新方法一能量解耦法“。吉林大学的研究者也对发动机隔振进行了 深入的研究，他们提出了以整车系统为研究对象。包括发动机悬置系统在内的 十三自由度整车振动模型，通过计算机模拟进行响应分析；并以人体舒适性的 评价标准为基础，来评价悬置元件的隔振性能“。 近年来，对悬置系统刚度的研究，己由线性化处理向非线性化方向发展；同 时对与悬置连接的基础元件( 车身) 的研究，也己由传统的视为刚性且质量无限 大的基础元件进一步深入到视为具有一定弹性的基础元件，在建模计算分析时， 考虑了弹性基础对振动传递率曲线的作用“”。 1 3 本文研究的主要内容 本文主要任务是通过对k l q 6 7 9 5 客车配备的c y 4 1 1 2 z l q 发动机的悬置系统进 行研究，找到该车型振动较大的原因，并对其进行优化设计，主要工作如下： 1 ) 阅读国内外关于发动机动力总成悬置系统研究的文献，了解了它的发展概 况，掌握了其分析、优化的方法。了解关于多体动力学和虚拟样机技术的发 展情况，并掌握相关软件( a d a m s ) 的分析原理和工程流程。 2 ) 利用隔振理论，简化分析发动机动力总成悬置系统的隔振原理，并得出悬置 设计的基本要求。 3 ) 建立六自由度的发动机动力总成悬置系统的动力学模型及其运动微分方程， 并对其进行分析；在a d a m s 软件中建立其动力学仿真模型。 4 ) 用实验方法测量c y 4 1 1 2 z l q 发动机动力总成悬置系统的各项参数，包括：发 动机的主要激振力( 矩) ：发动机动力总成的质量、质心和转动惯量；前后 悬置软垫的三个方向的刚度曲线。 5 ) 分析原有悬置系统的固有频率、固有振型以及每个悬置的振动传递率和隔振 效率。 6 ) 针对现有悬置系统的不足，应用中心打击定理和能量解祸方法，对悬置系统 进行优化设计。 7 ) 根据限制条件，用正交设计方法设计一系列悬置软垫搭配方案，对装备了各 套悬置软垫的系统进行固有特性分析和能量解耦分析，选出其中固有特性和 解耦程度比较好的悬置方案。 8 ) 对优化后的结果进行实验验证。 1 4a d a m s 软件简介 机械系统仿真软件a d a m s 使用交互式图形环境和部件库、约束库、力库。用 堆积木的方式建立机械系统参数化模型并通过对其运动性能的仿真分析和比较 来研究“模拟样机”可供选择的设计方案。a d a m s 仿真可用来估计机械系统性能、 运动范围、碰撞检测、峰值载荷以及计算有限元的载荷输入。a d a m s 的核心软件 包包括交互式的图形界面a d a m s v i e w 和仿真求解器a d a m s s o l v e r 。 1 4 1 d a m s 软件特点 与其它许多分析软件相似，a d a m s 有如下几个鲜明特点： 1 ) 提供了多个通用求解器 a d a m s 软件针对不同的系统仿真目的和模型，提供了不同的求解器求得数值 解。例如若只想得到系统各零部件之间的相对运动关系，而对各零部件之间的 相互作用力并不关心，即可以选择运动学求解器( k i n e m a t i c ss o l v e r ) ：若对 各零件之间的力作用关系感兴趣，可选择动力学求解器( d y n a m i cs o l v e r ) ，此 外，a d a m s 软件还提供了静力学求解器( s t a t i cs o l v e r ) ，求解静平衡位置的准 静力学求解器( e q u i l i b r i u m ) ，振动分析的振动分析求解器( v i b r a t i o n ) ，线 性模态分析的线性化求解器( l i n e a r ) 。 2 ) 提供丰富的样本库、专用模块 在a d a m s 软件中，使用软件本身提供的部件库与布尔运算器，可以产生各种 简单形状的零部件。在模型的各零件之间，通过联接件库、运动发生器以及广 义力和力矩施加约束，建立系统的多体分析模型。 在此基础上，a d a m s 软件还提供了各种动力学分析专用模块。如为汽车动力 4 学分析而开发的a d a m s c a r 模块、为发动机动力学分析而提供的a d a m s e n g i n e 、 为铁路车辆动力学分析而开发的a d a m s r a i l 。 此外，还可以通过编写用户函数和用户子程序进行二次开发，实现用户的一 些特殊要求。 3 ) 开放的软件环境为集成c a d c a e c a m 软件提供了方便 对于几何形状复杂的零部件，可以首先利用c a d 软件建立其三维立体模型， 然后利用a d a m s 软件提供的各种图形接口，调入上述模型，同时也调入相应部 件的惯性参数和坐标特性，为精确的仿真模型提供了丰富的建模工具。 物理模型中的许多柔性零部件，a d a m s 软件业提供了多种相应的建模方法。 对于弹簧、减振器等柔性连接单元，可以用平移弹簧( t r a n s l a t i o ns p r i n g ) 和扭转弹簧( t o r s i o ns p r i n g ) 或橡胶村套( b u s h i n g ) 来生成；对于物理模型 中用于力矩传递、扭矩、弯矩等复杂的零件，采用a d a m s f l e x 模块提供的离散 化方法和集成有限元分析结果的方法，可以得到工程需要的分析精度；此外， a d a m s 还提供了更为一般的梁和柔性矩阵生成器来满足用户的特殊要求。 4 ) 充分考虑工程应用实际，提供功能齐全的工程分析与优化设计功能。 a d a m s 可以利用a d a m s l i n e a r 进行模型的特征值分柝；通过a d a m s 的参数 设计、优化及灵敏度分析功能，获得模型在不同参数情况下的动力学响应，分 析比较备参数的变化对整个系统工作性能的影响，然后进行优化设计，减少了 设计的时间和成本。 5 ) 提供了控制软件的接口 为了使物理系统按照规定的运动路线运动，即机械系统的逆运动，必须对系 统施加适当的控制，a d a m s c o n t r o l 模块提供了目前比较流行的几种控制软件 ( m a t l a b 、m a t r i x 、e a s y ) 的接口，可以对机械控制系统方便的实现动态仿真。 6 ) 提供了实体模型的动画功能与运动干涉检查 在设计验证阶段，由a d a m s a n i m a t i o n 模块提供的模型分析结果动画显示功 能，直接的检查模型的计算结果。a d a m s 能使设计人员同时检查一个模拟样机或 数个不同模拟样机的工作性能，并检查系统的工作情况，以便在物理样机截造 前分析出系统的性能。针对复杂机械系统设计中容易出现的机构运动干涉， a d a m s 可以进行自动检查，并给出相应的提示。 1 4 2a d a m s 的多体运动理论 动力学的求解速度很大程度上取决于广义坐标的选择。a d a m s 用刚体i 的质心 笛卡尔坐标和反映刚体方位的欧拉角( 或广义欧拉角) 作为广义坐标，即 q = x ，y ，z ，v ，0 ，巾 r ，整个系统的坐标为q = q 1 ，q ，q 。7 。由于采用不独 立的广义坐标，系统动力学方程是最大数量但是却高度稀疏耦合的代数一微分 方程组，适合用稀疏矩阵的方法高效求解“”n 9 1 3 。 a d a m s 程序采用拉格朗目乘子法建立了系统运动方程： 丢 割一( 割7 嘶+ 6 - - a c z 一， 完整的约束方程为4 ( q ，) = 0 ( 2 2 ) 非完整的约柬方程为g ( g ，毒，t ) = 0 ( 2 3 ) 其中：t = 去( m m v + i 珊- 曲为系统能量； q 为系统广义坐标矩阵； q 为广义力矩阵： p 为系统对应于完整约束的拉氏乘子矩阵； 扛为系统对应于菲完整约束的控氏乘子矩阵： m 为质量矩阵； i 为转动惯量矩阵； v 为广义线速度矩阵： m 为广义角速度矩阵。 重新改写式( 2 1 ) 成一般形式为 f f ( q ，v ，a ，f ) = 0 o ( q ，f ) = 0 ( 2 - 4 ) i g ( v ，g ) = v - q = 0 其中：q 为系统广义坐标矩阵，v 为系统广义速度矩阵，九为约束反力及作 用力矩阵。f 为系统动力学微分方程及用户定义的微分方程，巾为描述完整约束 的代数方程组，g 为描述菲完整约束的代数方程组。 在进行动力学分析之前，a d a m s 自动进行初审条件分析，以便在系统模型初 始化时各物体的坐标和各运动学约束达成协调，这样可以保证系统满足所有的 约束条件。初始条件通过求解以刚体位置、速度、加速度为目标函数的最小值 得到。 应月a d a m s 软件建立系统的多体模型，其动力学方程一般为隐式菲线性的微 分代数混合方程( d i f f e r e n t i a la n da l g e b r a i ce q u a t i o n s ) 。对于此类方程， 适合采用g e a r 预测校正算法。通过求解该方程，可以得到系统中所有部件的边 界条件，即力、速度、加速度。为了高效准确的求解这类方程，a d a m s 采用如图 卜l 所示的求解流程。 6 图卜la d a m s 中b a e 求解流程 进行动力学分析时，a d a m s 积分器可以分为两种：刚性积分器和非刚性积分 器。 1 ) 功能强大的变阶、变步长刚性积分器：g s t i f f 积分器、w s t i f f 积分器、d s t i f f 积分器、s 1 2 - g s t i f f 积分器。此四种积分器都使用8 d f ( b a c k d i f f e r e n c e f o r m u l a e ，向后积分差分) 算法，前三种积分器采用牛顿一拉弗逊迭代方法来隶 解稀疏祸合的非线性微分代数方程，这种方法适用于模拟刚性系统( 特征值变化 范围大的系统) 。 2 ) 非刚性的a b a m ( a d a m s - b a s hf o r t h a d a m s - m o u l t o n ) 积分器，采用坐标分离算 法，来求解独立坐标的微分方程，这种方法适用于非刚性系统( 模拟特征值经历 突变的系统或高频系统) 。 1 。4 ，3a o a m s 分析原理 a d a m s 采用了两种直角坐标系：全局坐标系和局部坐标系，它们之间通过关 联矩阵相互转换。 全局坐标系是固定坐标系，不随着任何机构的运动而运动，用来确定构件的 位移、速度、加速度等参数。 局部坐标系固定在构件上，随构件一起运动，构件在空间内运动时，其运动 的线物理量( 如线位移、线速度、线加速度等) 和角物理量( 如角位移、角速 度、角加速度) 都可以由局部坐标系相对于全局坐标系移动、转动时相应的物 理量来确定。而约束方程表达式均由相连接的两构件的局部坐标系的关系来描 述。 机构的自由度( o o f = 6 * ( 构件总数一1 ) 一约束总数) 是机构所具有的可能的 独立运动状态的数目。在a d a m s 软件中，机构的自由度决定了该机构的分析类 型：运动学分析或动力学分析。 当d o f = o 时，对机构进行运动学分析，即仅考虑系统的运动规律，而不考虑 产生运动的外力。在运动学分析中，当某些构件的运动状态确定后，其余构件 的位移、速度和加速度随时间变化的规律，不是根据牛顿定律来确定的，而是 完全由构件间的约束关系来确定，是通过位移的非线性代数方程与速度、加速 度的线性代数方程迭代运算解出的。 垂尝羽a 譬 组+ 程一 万一 分一教一 雪 | | l 一 广匕 当d o f o 时，对机构进行动力学分析，即分析其运动是由保守力( 该力所作 的功与路径无关) 作用而引起的还是由非保守力作用而引起的，并要求构件运 动不仅满足约束要求。而且要满足给定的运动规律。它又包括静力学分析、准 静力学分析和瞬态动力学分析。动力学分析的运动方程就是机构中运动的拉格 朗日乘子微分方程和约束方程组成的方程组。 当d o f ( o 时，属于超静定问题，a d a m s 无法解决。 1 4 4a d a m s 分析流程 a d a m s 的整个计算过程( 指从数据的输入到结果的输出，不包括前、后处理 功能模块) ，可以分成：数据的输入、数据的检查、机构的装配及过约束的消除、 运动方程的自动形成、积分迭代运算过程、运算过程中的错误检查和信息输出、 结果的输出7 个部分。计算流程如图1 - 2 图卜2a d a m s 计算流程 8 具体到研究汽车系统动力学，建立车辆及其予系统仿真模型时，一般遵循以 下几个典型的基本步骤： 1 ) 机械系统的物理抽象。 2 ) 获得模型的运动参数，建立抽象系统的运动部件、约束，从而建立运动学模 型。校验模型的自由度及正确性。 3 ) 获得模型的动力学参数，定义模型中部件、铰链与弹性单元及外界条件，如 道路模型、空气阻力等的特性，建立动力学模型。 4 ) 对动力学模型进行调整与仿真计算。 5 ) 对仿真计算结果进行后处理。 机械系统动态仿真的基本步骤如图1 - 3 机羹毳统| 塞蠡薹蓁副和约束 仿真分析i 辇荐君羹雾籍真输出 仿真结果l 回放仿真结果 分析绘制仿真结果曲线 验证仿真f 输入实验数据 分析结果l 舔加实验数据曲线 堡验结果一二岁 一 n 。 精蓑耋统i 耋萋萋磊毳簇和连接 重复仿真l 设置可变参数点 分析 i 定义设计变量 豢麓雾萋l 萋嚣耋毳毳霎量委研究 图卜3 机械系统动态仿真步骤 9 根据图卜3 所示步骤可以完成一个复杂的机械系统的仿真分析，为使仿真分 析能够较顺利的进行，应采取以下分析技巧： 1 ) 应该采取渐进的，从简单分析逐步发展到复杂的机械系统分析的分析策略。 a ) 在最初的仿真分析建模时，不必过分追求构件的几何形体的细节部分， 同实际构件完全一致，因为这往往需要花费大量的时间来进行几何建模，关 键是能够顺利地进行仿真并获得初步结果。从程序的求解原理来看，只要仿 真构件几何形体的质量、质心位置、惯性矩和惯性积同实际构件相同，仿真 结果是等价的。待获得满意的仿真结果以后，再完善构件几何形体的细节部 分和视觉效果。 b ) 如果样机模型中含有非线性因素，可以先从线性系统开始，待线性系统 分析顺利完成后，再加入非线性因素进行分析。 2 ) 在进行较复杂的机械系统仿真时，可以将这个系统分为若干个子系统，先对 这些子系统进行仿真分析和试验，逐个排除建模等仿真过程中隐含的问题， 再进行整个系统的仿真分析试验。 3 ) 在设计虚拟样机时，应该尽量减小机械系统的规模，仅考虑影响样机性能的 构件。 1 0 第二章隔振理论研究 2 1 发动机隔振的概述 汽车本身是一个具有质量、弹性和阻尼的复杂振动系统，由汽车各个子振动 系统组成，每个子系统都有各自的固有频率和特性。汽车在行驶时，常因为路 面不平、车速变化、转向、发动机振动、传动系统不平衡等外部和内部的激励， 产生整车和局部的剧烈振动。其中发动机是汽车的主要振源之一，由它产生的 振动如果得不到很好的控制，会引起车身板筋件及与车架相连的其它零件产生 振动和噪声，同时还会影响汽车的操纵稳定性和平顺性，使乘员产生不舒服和 疲惫的感觉，严重时甚至损坏汽车的零部件，大大缩短汽车的使用寿命。 经济性和乘坐舒适性是现代汽车设计中追求的两个重要指标。为了获得良好 的经济性，现代汽车设计在发动机中采用轻型材料，而这种设计会引起更复杂 的车体振动，增大了驾驶室和车身的噪声和振动，对乘坐舒适性产生不利的影 响。这就对发动机与车体之间的隔振提出了更高的要求，因此如何更有效的进 行隔振己成为汽车设计的重要课题。 2 2 发动机隔振设计的要求 汽车发动机总成和变速系统合称为发动机动力总成，现在汽车发动机隔振设 计时，一般以发动机动力总成为隔振对象的。本文中，以y c 4 1 1 2 z l q 发动机总 成及其配套的s 6 9 0 变速箱作为隔振对象进行研究，整个振动系统统称为发动机 悬置系统，简称悬置系统。 发动机隔振是指在发动机动力总成与副车架之间插入较柔软的元件( 称为发 动机悬置) ，使二者之间的力的传递得到衰减。悬置系统的隔振效果包括两个方 面：一是当汽车在不平坦的路面行驶时，悬置系统可以减少由于路面不平产生 的车架对发动机的冲击，从而防止车架的变形和冲击导致的发动机动力总成的 损坏；二是当汽车在平坦光滑的路面上行驶时，悬置系统可以减少来自发动机 动力总成本身对车架的冲击以及由此产生的车身振动和噪声。因此，发动机悬 置系统设计必须满足以下要求： 1 ) 支承作用 发动机悬置是一个支承元件。它必须能承受发动机动力总成的质量，使其不 至于产生过大的静位移而影响工作。 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 置应能有效的限制其最大位移，以避免发生与相邻零件的碰撞与干涉，确保发 动机能正常工作。 3 ) 隔振作用 悬置是底盘与发动机之间的连接件，它应具有良好的隔振作用。一方面，发 动机悬置必须阻止由于路面不平而传给发动机的振动和冲击，这类隔振形式称 为消极隔振；另一方面，它要阻止作为振源的发动机向车架传递振动力，这类 隔振形式称为积极隔振。可见发动机悬置必须起到双重隔振的作用。 从隔扳角度来说，希望悬置是越软越好，以期姆振动隔离到最小；而从支承 和限位角度来说，考虑到空间结构的紧凑性和有限性，又希望悬置越硬越好， 最好将发动机固定不动。二者是一个矛盾体，因此在悬置设计中如何优化选取 悬置刚度是一个极为重要的问题。同时，为了使振动迅速衰减，发动机悬置还 应具有适当的阻尼，这是发动机悬置设计的另一个要求。 2 3 发动机动力总成的激振力 对于汽车发动机动力总成来说，主要受到两个振源激励，一个是来自路面， 另一个来自运转的发动机及传动系统。路面激励的幅度虽然变化很大，但是基 本属于低频范围的，而且是通过汽车的悬挂系统传递给发动机动力总成的，其 频率般在2 5 h z 以下“”；汽车的发动机是一个强烈的振动源及噪声源，为了 提高发动机的效率降低耗油率，发动机内的爆发压力不断提高，因此激振力也 大大增加了，相应的噪声振动也更加剧烈了。发动机的振动激励主要是由曲轴 旋转的不平衡及气缸内燃气爆炸往复做功产生的。总的来说引起发动机自身扳 动的激励有以下几种o ”： 1 ) 点火脉冲 由于燃料在气缸内爆发而在缸体上产生平行于曲轴轴线的力矩。多缸发动机 合成的掇矩以及与它等值反向的由发动机悬置点承受的翻转力矩，都是曲轴转 角的周期函数。这种周期性的力矩脉动叫做点火脉冲。等点火间隔发动机的点 火脉冲频率由下式给定： f - = n , n ( 3 0 * z )( 2 - 1 ) 式中n 一汽缸数； n 一曲轴转速，r m i n ； z 一冲程数。 2 ) 不平衡旋转质量和往复运动质量所引起的激振，其频率为： f 2 = q * n 6 0( 2 - 2 ) 式中嗍振力阶数，对于一阶不平衡力q = i ，二阶不平衡力q = 2 3 ) 传动轴( 变速箱传动比为l 时) 不平衡质量引起的激振，其频率为 f f n 6 0( 2 - 3 ) 该激振力主要是离心力引起，为一阶不平衡力，大小与转速成正比，只有在 转速比较高时才比较明显。 发动机工作时的转速范围为从发动机的怠速转速到最大转速，由上述公式就 1 2 能计算发动机各种激振力的频率范围。 设发动机怠速转速为n - 。最大转速为n 。则可以计算各种激振力频率范围 如表2 - 1 所示： 表2 - 1 各种激振力的频率范围 激振力名称 激振力频率范圉 点火脉冲n , n o i ( 3 0 * z ) n n 。，( 3 0 * z ) 不平衡惯性一阶n o ；。6 0 n 。；6 0 力二阶m ；。3 0 n 。3 0 传动轴不平衡激振力n , 6 0n 。6 0 一般来说，发动机的不平衡引起的激振力是离心力，只有在转速比较高时才 比较明显，其中一阶惯性力，理论上只有在缸数为奇数时才可能出现：点火脉冲 引起的激振力只在转速比较低的情况下才比较明显。 2 4 发动机隔振原理分析 发动机动力总成悬置系统是个6 自由度的复杂振动系统，发动机是通过悬 置系统安装在副车架上的，丽副车架刚性连接在大梁上面。为了便于说踢，下 面把发动机悬置系统简化为一个单自由度振动系统，分两种情况来说明发动机 隔振原理。 2 4 1 来自发动机的激振力 f 发动机 l i 动盔总 嘶l 2 图2 - 1 发动机隔振原理简图 如图2 1 所示，设发动机竖向激振力为f 。= f s i a e x ，因为用阻抗的方法处理 问题比较便利，所以用& 埘表示f s i n o x 。弹簧无质量，则系统的运动微分方程 为 m + c 壹+ 缸= f e “ ( 2 4 ) 彬孵栅渺笈警! 芝为 伢s ， 删则艚嬲紫j o x 扎触舻油咄3 眩6 ) 5 i 分辨+ 其幅懂为 棱遍力的幅值 t r = 式中 用不 ( 2 7 ) c 2 8 ) 时不嬲尼比靖盯的传遍率 如图2 - 2 o 2 4 2 来自路面的激振力 图2 3 路面激摄力隔振简图 如图2 - 3 中，假设来自地面的激振力使得车架产生的位移为正弦波x 。( t ) ， 对应的发动