（机械工程专业论文）斯太尔taz3260cb型自卸汽车动力总成悬置系统的优化研究.pdf

摘要 摘要 中国重汽集团有限公司生产的斯太尔1 a z 3 2 6 0 c b 型自卸车是一款性能高、 动力强劲、经济性好的车型，自投产以来深受用户好评。但在使用一段时间后， 该车型相继出现了发动机悬置软垫错位，引起发动机与车架的相对位置发生改变， 导致发动机振动剧烈，驾驶室内噪声变大的现象，给用户带来了烦恼。 本文对斯太尔t a z 3 2 5 0 c b 型自卸车所装配的w d 6 1 5 6 2 型发动机悬置系统的 隔振性能进行了优化研究。 首先建立了w d 6 1 5 6 2 型发动机隔振物理模型，分析出允许发动机存在的刚体 模态频率范围；又建立了w d 6 1 5 6 2 型发动机悬置系统的六自由度振动模型，并应 用振动学理论和数学方法对该物理模型进行了深入研究，推导出模型的数学公式， 也推导出了计算方法。 在上述理论研究的基础上，本文对w d 6 1 5 6 2 型发动机悬置系统的各基本参数 进行了测量，讨论了测量方法，并根据模型计算方法计算出系统的固有特性参数。 通过分析w d 6 1 5 6 2 型发动机悬置系统的固有频率和振型，解释了该系统悬置软垫 错位振动较大的主要原因。 然后，本文对a d a m s 软件的组成、计算方法和数据处理进行了研究，目的 是用该软件对w d 6 1 5 6 2 型发动机悬置系统的重要参数在不改变原有机体悬置位 置的基础上进行了优化改进，以得到了令人满意的优化方案。 在得到优化方案后，本文又应用多种振动理论对w d 6 1 5 6 2 型发动机悬置系统 进行了结构设计和解耦设计分析，找出该系统设计中已经存在的问题，为进一步 全面提高系统隔振性能提供了依据。 最后，本文通过实验分析方法对w d 6 1 5 6 2 型发动机悬置系统的优化结果进行 了验证。 总之，本文应用力学、振动学等理论，又应用专用软件等方法，通过理论计 算和实验分析相结合，对w d 6 1 5 6 2 型发动机悬置系统进行了深入的分析，找到了 存在的根本原因，并研究出了解决方案。 关键词：发动机悬置系统振动a d a m s 原创性声明 本人郑重声明：所呈交的学位论文，是本人在导师的指导下，独 立进行研究所取得的成果。除文中已经注明引用的内容外，本论文不 包含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的科研成果。对本文的研 究作出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完 全意识到本声明的法律责任由本人承担。 ( 、 论文作者签名：匕兹翌望 日期： 2 豳：f ! ：至7 关于学位论文使用授权的声明 本人完全了解山东大学有关保留、使用学位论文的规定，同意学 校保留或向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论 文被查阅和借阅；本人授权山东大学可以将本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、缩印或其他复制手段 保存论文和汇编本学位论文。 ( 保密论文在解密后应遵守此规定) 论文作者签名：趁立型导师签名： 日 期纠 第一章绪论 第一章绪论 如何有效地隔离发动机的振动向车架的传递，是汽车设计的一个关键问 题。引起汽车振动的振源主要有两个。一是汽车行驶时的路面随机激励；二是 发动机工作时的振动激励。路面不平度激励对驾驶员的手、脚以及乘员的舒适 性影响较大，但是随着道路条件的改善和悬架系统设计的完善，这方面的影响 在一定程度上得到缓解。汽车尤其是重型汽车的发动机的质量却难以降低，而 且发动机又多采用平衡性较差的多缸四冲程发动机，使得发动机对车身的振动 激励相对增加，因此使得发动机振动激励成为汽车的主要振源。 从汽车的发展历史中可以清晰地看出发动机振动隔离技术的发展过程，动 力总成悬置元件作为振动传递途径上的一个零件所起的作用日益受到重视。如 何布置悬置以图获得较佳的减振降噪效果的动力总成悬置系统设计也从最初 由经验设计发展成为一门科学。 1 1 动力总成悬置元件的研究历史 当振动激励频率等于汽车某阶固有频率时，将使之产生强烈的振动和噪 声。汽车动力总成受到的振动激励主要包括来自发动机、路面和轮胎等的稳态 激励，以及汽车起动、加速、减速、转弯、制动等工况下扭矩变化造成的瞬态 激励。动力总成悬置将动力总成与车体连接在一起，其目的在于衰减动力总成 的低频振动、隔离其高频振动向车内的传递、抑制车室空腔噪鸣声，并以动力 总成作为动力吸振器抑制车体的某阶共振。由此可见，对动力总成悬置的隔振 性能要求是相当高的。设计和选择动力总成悬置时应当考虑：静载( 动力总成 及其附件重量) 和动载( 随机振动引起的载荷、发动机的扭转载荷) 【l 】。 经过研究，人们提出汽车动力总成悬置的基本要求是： ( 1 ) 固定并支承动力总成； ( 2 ) 承受动力总成的内部作用力( 如发动机的往复惯性力、输出扭矩等) 和外部作用力( 汽车其他部分对动力总成的作用力) ； ( 3 ) 最大限度地双向隔离动力总成与车体之间的振动； 山东大学硕士学位论文 第二章发动机隔振原理和悬置系统振动模型的建立 2 1 发动机隔振的系统建模 建立发动机振动和隔振问题的数学模型，是分析发动机多自由度的复杂振 动过程的重要方法。首先我们作以下几个假设：支持发动机的底盘为绝对刚体； 发动机的旋转角速度是一个常数；发动机在各方向的振动及回转运动之间互不 影响。 根据这三点假设，我们可以独立的研究发动机在各方向的振动问题。我们 先单独考虑发动机垂直方向单自由度振动，以此出发来讨论发动机隔振问题。 图2 1 发动机隔振物理模型 如图2 1 所示，由弹簧和阻尼器组成隔振器。设发动机垂向激振力为 f d s 加细，则系统的运动微分方程为 胍”+ “+ h = 而砌泐 ( 2 1 ) 可以解得在凡砌l 细作用下发生的发动机垂向位移幅值x 为 ( 2 2 ) 第二章发动机隔振原理和悬置系统振动模璀的建立 经过弹簧和阻尼器传递给车架的力毋为 氏= 瓜再忑霹= 娃墨丽 一f ， 0 ；丽f 4 0 ；黾i j ；_ 二孓 面磊丽丽瓜丽哥f 丽 ( 2 3 ) 式中，k 一弹簧的刚度，n i n ； 激振频率，m d s ； 系统的固有频率，= 七朋，m d s ； m 集中质量，k g ； 5 阻尼比，5 = c 钻 c 粘性组尼系数，n m ； c c 临界的粘性阻尼系数，c c = 2 埘； 九频率比，九= o ，。 通常的，某一隔振器的有效性常用传递率即隔振系数乃来量度的，其 定义为： f 一乃一 。一百一 得到曲线如图2 2 所示： ( 2 - 4 ) 9 山东大学硕+ 学位论文 2 3发动机悬置系统振动模型的建立 发动机悬置系统是一个复杂的多自由度振动系统，事实上发动机并不是 理想的完全对称的机械设备，也没有简单的激振力，质量分布也总是不均匀的， 因而悬置的各向刚度必须是不同的。而且发动机通常受几个干扰力，如发动机 的一次和二次往复惯性力，它们的作用线都不通过系统重心的，从而产生了力 偶。因此，必须计算三个移动和三个转动振型的固有频率，以便考虑不同方向 问运动的耦合。 2 3 1 悬置任意布置时振动系统力学模型的建立 发动机总成是通过橡胶悬置支承在车架上的，而橡胶悬置块是粘弹性元 件，二者构成了振动系统。目前在汽车上常用的悬置布置方法有三点式悬置布 置及四点式悬置布置两种，如图2 3 所示即为四点式悬置布置。 图2 - 3 发动机悬置系统四点式布置 为了从最不失一般性的角度来分析发动机的振动型式，使建立的振动模型 具有广泛的普遍意义，我们设悬置的外形可以是不规则的，悬置的位置可以任 意布置，且悬置的动力特性可以是各不相同的，每个悬置的三个相互垂直的刚 度轴的安装方向也可以是任意的，它们之间毋需相应平行或成某个特定角度。 ， 1 2 第二章发动机隔振原理和悬置系统振动模犁的建立 一般说来，发动机在空间的运动具有六个自由度，即沿三个互相垂直轴的轴向 往复运动，以及绕这三个轴的回转运动。根据这个坐标系建立了发动机悬置系 统的一般悬置布置空间简图，如图2 4 所示。 图2 - 4 悬置任意布置空间坐标图 其中， 口动力总成的公共重心，它由栉个悬置所支撑，每个悬置的各向刚 度及坐标位置用l 到一等脚注来标志； d 工y 孑一根据具体情况所选取的参考坐标系，一般取过公共重心平行发 动机曲轴方向指向前方为工轴( 纵向) ，向发动机左方为j ，轴( 横向) ，垂 直向上为z 轴( 垂向) ； a 、p 、y 为悬置系统在参考坐标系中分别绕甜轴( 侧倾) 、缈轴( 俯 仰) 、 轴( 横摆) 的回转角( 按右手规则取向量朝箭头方向者为正) ； 4 、岛、c 卜任意( 图中为第f 个) 悬置在参考坐标系的布置位置( 丑、 届、g 的正负号按图示方向为正) ； p f 、o 、r 广第f 个悬置的三个相互垂直的主刚度轴，其相应的刚度为 1 3 靠2 + g 。夕一最力。c o s + + 4 - ，一g 口) c o s 靠 + ( z + 毽口一4 夕) c o s y 一 。0 + q 声一置力。c o s 咯+ + 4 y c | 盘) - c o s + ( z + 量口一4 - 声) c o s 矿丽 民2 g + q 芦一只。力c o s 巳+ + 4 ，一c a ) c o s 丸 + 0 + 昱f a 一4 。，) s y d 将( 2 - 1 8 ) 式代入( 2 - 1 7 ) 式中，经过整理从而系统的总势能变形为： u = 【x 硝。+ g - 声一磊- 力2 + + 4 。，一c 1 岱) ： + k 畸乜+ b i 瑾一a t - p r + 2 o + q 。夕一墨。y ) + 4 - ，一q 口) + 2 + 4 y c l a ) ( z + e ，a 一4 声) + 2 x 一( z + 犀g 一4 多) - 臼+ e 夕一最，) 1 ( 2 1 3 ) i ( 2 1 4 ) 有了总位舷后，通过两次偏微分便可以求出刚度矩阵的各种刚度如下： = 鲁= b = 纯。雠2 + b ，麟：矿- + k ，麟：妒d ) 如= & = 骞= = 冁c o s 。c o s 缸+ c o s 。c o s 略 + k c o s 氏- c o s 鼬 磁= 害= & = c o s 2 + 匕。瞄：+ 靠啪；： = = 啬= 艺= c o s 气一虹+ c o s 气一蟊 + s 气s 丸) 山东大学硕十学位论文 表3 2 变速器总成质心位置 纵向：距发动机缸体后端面朝后 6 0 7 9 m m 横向：距曲轴中心线垂直面( 从后向前) 偏左 4 2 m m 垂向：距曲轴中心线水平面垂直向下 4 4 7r 眦 根据多个离散质量的系统的质心合成公式： ；) ，= 上生一 m ， ( 3 1 ) 式中，为总质心的坐标 m 为第i 个离散质量 n 为第i 个离散质量的质心坐标 从而可得到本发动机悬置系统总质心在参考坐标系中的位置，其计算结果 如下表4 - 3 所示： 表3 3发动机悬质系统总质心位置 纵向：距发动机缸体后端面朝前 3 5 2 6 m m 横向：距曲轴中心线垂直面( 从后向前) 偏左 1 1 8 m m 垂向：距曲轴中心线水平面垂直向上 1 4 2 1 姗 3 2 发动机悬置系统惯性参数的测量 惯性参数的测量包括对绕过质心的三个参考坐标轴的转动惯量及惯性积 的测量，工程上常采用复摆法和扭摆法来测量。扭摆法原理简单，设备要求不 高，测量误差较小，对于 第三章发动机悬置系统的参数测量和固有特性计算 3 2 1 扭摆法的基本原理 如图3 _ 4 甬赢；国蠹豢茹转窀旧搿灌誉戮剐蒜粥型翥赣兹狲净 轻“鞠萎群岗菇箍翻鞋刁罄；孺描崮臻浮滔潆雾屯古岂缨锯输嚣於警烈二 塞淄冶上堪滢薹冀烽；蚓蠢捌鬟薛；入至擅翌殍攀鹭鞑醐。算咎霾镶 磊l 荑努民薹翼戥萌麦饕堙l 棵涨醛群晴她驵蹦强筵； 霪些笙孽篓重型肴i 。冀籁 m 2 ) 厶= 4 4 7 1 1 0 l = 1 1 7 1 5 4 6五= 1 0 3 4 9 6 0 岛；1 6 0 3 0 5 如2 - l 29 9 7 如= 1 8 9 8 2 1 表3 5 变速器总成转动惯量和惯性积取g m 2 ) j 厶27 92 6 9 l = 2 3 o4 0 l 五= 1 8 17 1 4 岛。0 42 0 7 山东大学硕士学位论文 图3 5 扭摆法测转动惯量 如图3 5 所示为扭摆法测转动惯量的实验示意图。用长度为，的三根等 长线吊起一圆盘，圆盘中心线dd 到吊线的距离均为r 。将发动机总成放到 圆盘上，并使其质心的投影与圆盘中心重合。将圆盘沿水平方向轻轻转过一个 小角度o 后释放，用周期仪测出其扭摆振动周期t 。根据公式可算出发动机总 成和圆盘的总转动惯量 ，再减去已知的圆盘的转动惯量丘即可得到所 求的发动机总成绕圆盘中心线dd7 的转动惯量，。其扭转振动微分方程为： ，+ ! 坚口：o ， 由此微分方程可解得圆盘的总转动惯量 为： 解得： 式中， = i = i l - f 2 j i 发动机总成与圆盘的总转动惯量； 如圆盘的转动惯量； ，发动机总成的转动惯量； 矿发动机总成与圆盘的总重量； ( 3 3 ) ( 3 川 第四章a d a m s 软件的计算方法及应用 第四章a d 柚s 软件的计算方法及应用 本文将应用a d a m s 软件改进悬置系统的参数设计。而a d a m s 软件是 在多体系统动力学基础上建立起来的，只有了解其理论基础和求解方法，才能 更深入地理解a d a m s 软件仿真运算过程，从而真正地发挥和使用该软件的 功能，并且在建模时避免一些人为的错误，使其运算时不致发散，造成仿真失 败。 4 1a d a m s 软件简介 a d a m s 软件是目前较权威的机械系统仿真计算软件，工程中可利用 a d a m s 交互式图形环境和零件约束、力库等建立机械系统三维参数化模型， 并通过对其运动性能进行高精度逼真的仿真分析和比较，研究虚拟样机可供选 择的多种设计方案。a d _ m s 能自动输出位移、速度、加速度和作用力，其 ： 仿真结果可显示为逼真的动画或) 【_ - y 曲线图形，a d a m s 仿真可用于预测 机械系统的性能、运动范围、碰撞检测、包装、峰值载荷以及计算有限元的输 入载荷，支持a d a m s 同大多数c a d 、f l e x 及控制设计软件包之间的双向 通讯。a d a m s 的核心配置方案是核心仿真软件包，它包括交互式图形环境 a d a m s ，v i e w 和仿真核心的求解器a d a m s s o l v 盯等。 a d a m s 厂v i e w ( 图形用户截面) 是a d a m s 系列产品的交互式图形环境， 采用简单的分级方式或建模工作。仿真结果采用强有力的形象直观的方式描述 虚拟样机的动力学性能，并将分析结果进行形象化输出。c a d 几何造型可通 过i g e s 接口输入进a d a m s 厂v i e w ；a d a m s ，v i e w 的输出选项可以是曲线 图、着色的或线框式的动画显示及输出到e x c h 锄g e 接口视频显示器w a v e - 一 f r o n t 软件接口。 a d a m s s o l v e f ( 求解器) 是位于a 】) a m s 产品系列心脏地位的仿真“发 动机”。该软件自动形成机械系统模型的动力学方程，并提供静力学、运动学 和动力学的解算结果。a d a m s 1 v e r 有各种建模和求解选项，以便精确有效 地解决各种问题a d a m s l v e f 可以对刚体和弹性体进行仿真研究，为了进行 第五章发动机悬置系统同有特性的计算分析和改进 第五章发动机悬置系统固有薹羹墓| 雾荔霎羹雾羹霾 谦疆巢夯菥知殴“鞭药彩朝酮? 珊的是在暴萋曩敫庭抚矧刊矛钔t 。 缘潇罐谰僻壤淆强穗矗溺滢艨荟堪蓬；稍掏瑜崮珲癌獾灞糯糯蠹爱雨别。甍雾 班骘翼羹森婪释蒹雀矗；璀燮魏篙浊羹霎孽烈塑薹鎏萋甄珏酬到处黧荔黧鞘 剐嗟： 螫。l 囊蠢囊薹囊蓁蚕羹 神黼巍鞔爿剥褂奏赫箍蠹e f g y ：鼬n e t i ce n q g y 选项，定义系统沿z 轴及绕x 轴 的动能百分比为目标函数。 2 、设计变量的选取 ： 对于现已试装的本车来说，由于受整车布置的限制，悬置的位置及安装角 度都不易改变，因而通过改变悬置的位置及角度的方法来改善振动耦合减小振 动传递是不容易实现的。考虑到上述实际情况，可通过改变悬置的刚度来降低 悬置系统的振动。在本优化模型中，选取四个悬置点各个方向的刚度共6 个参 数( 左右对称布置) 为设计变量。 、 3 、结果分析及试验验证 本悬置系统以沿z轴及绕x 轴方向的能量解耦为目标；把振动能量的百 分比作为模态解耦评价指标，同时兼顾悬置系统固有频率的上下限，采用单目 标多变量优化方法进行优化，可得u 型悬置系统的刚度参数如表5 2 。 表5 2 悬置各向刚度值( 单位：n ，加瑚) 方向x yz 前悬置刚度 7 3 02 8 6 山东大学硕士学位论文 能量所占系统总能量的百分比为： 气= 鬻= 端圳。 ( 5 1 ) 因此，要提高系统在某个方向的解耦程度，就是改变系统悬置的位置、倾 角及刚度，使其能量百分比忍的值逐渐提高并尽量接近于l 。将本悬置系统 的各数据代入( 5 1 ) 式中应用a d a m s 程序计算，可得到相应的能量分布矩阵， 如表5 1 所示。 表5 1i 型悬置能量分布计算结果 阶数l23 4 5 6 固有频率( h z ) 5 1 96 2 19 0 71 9 ，7 61 2 1 72 0 2 0 xo 0 2 2 6o 5 8 2 99 7 1 3 6 6o 1 2 2 8 o 2 2 1 9 o 0 0 0 2 能量分 y 6 5 8 2 4 4o 2 9 1 9o 1 3 6 44 1 0 7 l2 1 7 1 9 6 7 2 1 2 1 z0 0 2 4 43 1 2 4 1 40 7 9 1 62 2 1 6 2 21 5 4 5 1 30 3 4 1 6 布百分 眈o 9 7 2 1o 2 3 4 20 0 0 3 71 3 1 8 7 32 4 2 9 4 92 0 1 5 4 7 比( ) 吵 o 1 1 1 2 36 2 1 5 5 2o 2 2 1 72 2 5 8 4 l5 1 9 3 21 2 3 7 6 舷3 6 2 8 1 9o “6 0o 0 0 1 9 6 2 4 0 23 1 6 0 3 23 1 2 4 3 6 由于来自发动机的激振力主要有垂直方向和绕曲轴轴线旋转方向两种，因 此应尽量使这两个方向的振动耦合程度减小，即在某一固有频率振动下，能量 尽量集中到一个方向上去。从表5 1 中可见，i 型悬置系统鼢方向能量分布 百分比仅为2 0 2 ，z 方向能量分布百分比也只是2 2 2 ，两方向解耦程度都 不高，因此此悬置系统在振动解耦布置上还不够合理，需要对其进行进一步改 进瞄】。 第五章发动机悬置系统同有特性的计算分析和改进 5 3 发动机悬置系统的解耦设计 通常发动机悬置系统的六个自由度方向的振动是耦合的，这样就导致发动 机的振幅加大，振动频率范围过宽。这时要想达到比较好的隔振效果，则需要 使用更软的悬置软垫，这将导致发动机总成与周围零部件之间有较大的相对位 移，造成与周围零部件相碰撞，破坏整车的平顺性，同时软垫的大位移，又使 软垫的应变增大而影响其使用寿命。因此现代汽车发动机悬置的安装位置和结 构形式设计都是朝着完全解耦或部分解耦的方向发展的。由于完全解耦难度较 大，因此通常的做法是使几个振动模态获得解耦。 5 3 1 常用的悬置布置型式 任意布置的悬置型式会导致刚度矩阵的完全耦合，在工程实际中，一般 总是让悬置带有一定的规律性和对称性，除非有某种特殊要求，一般是不会将 它们人为地布置成不对称的。日常应用中遇到的悬置有平置式、斜置式和会聚 式等基本型式。 平置式是一种最常见的、传统的布置型式，它布局简单，安装容易，易于 控制。在这种布置方式中，每个悬置的三个互相垂直的刚度轴p 、鼋、r 各自 对应的平行于所选取的参考坐标轴甜、缈、。如图5 - l a 所示。 厂 、 f o iz 、 ， 7 幽 院溺 a ) 平置式 图5 1 悬置布置型式 b ) 斜置式 4 l 山东大学硕十学位论文 在平置式中，消除耦合振动的主要方法，是使悬置作成对的对称布置，或 是其位置坐标的正负数值之和为零，从而消除完全耦合。 斜置式是一种既有较强的横向刚度、又有足够的侧倾柔度的布置方式，其 每个悬置的三个相互垂直的刚度轴p 、口、，相对于参考坐标轴的布置一般为： p 轴平行于甜轴，g 轴和r 轴分别与缈轴和轴有一夹角q 。一般斜 置式中悬置都是成对的布置于期z 平面的两侧，但每对之间的夹角可以不同， 坐标位置也可任意。 当采用相同的悬置，并使倾斜角度均相同时，如能再将悬置的位置布置得 使纵向对称，则多向刚度为零。这时悬置在力学上对称于加z 、弦z 两个平面 垂向振动和横摆振动独立，则只剩下两组两联耦合振动：纵向点头及横向侧 倾振动。因此，斜置式是既能有较强的刚度又能使耦合变得较少，在很多的汽 车上得到广泛应用。 会聚式悬置的特点是所有悬置布置在同一平面，其主要的刚度轴均会聚相 交于一点，如图5 ，2 所示。 图5 - 2 会聚式悬置布置型式 这种布置方式的突出优点是具有良好的稳定性，且易于得到独立振动。它 可以通过调节倾斜角度和布置坐标间的关系，来获得六种完全独立的振动型 式，而无需将各悬置布置在包含发动机重心的平面内，因此具有一定的实用价 值。只是这种布置型式实施起来并不容易，且一般汽车发动机并没有纵向激励。 斜置式完全能够满足隔振要求，因此应用不秒2 蚋。 第五章发动机悬置系统同有特性的计算分析和改迸 5 3 2 依据打击中心理论解耦 在确定前、后悬置的位置时，一般希望前悬置布置在发动机总成的一阶弯 曲模态的一个节点上，当前悬置的位置确定后，可用打击中心理论来确定后悬 置的位置。 图5 3 用打击中心理论布置悬置位置 如图5 3 所示，设在极短的时间内前悬置点上作用着很大的干扰力或冲击 力，如果后悬置点不产生移动，而只产生绕后悬置的旋转运动，则后悬置所处 的位置称为前悬置的打击中心。反之前悬置也成为后悬置的打击中心。 打击中心应满足下式： 三营。三后= 矽 f( 5 2 ) 式中，眇一发动机悬置系统对y 轴的主惯性矩 仁一发动机悬置系统总质量 对于本设计的发动悬置系统来说，按打击中心理论计算公式可得前后 = 3 6 7 1 6 4 1m m 。而在原悬置设计中，则有尊后= 1 2 1 7 8 9 6 m m ，击中心理 论计算值相差较大，可见原设计人员进行悬置布置时并没有按照打击中心理论 布置。 第五章发动机悬置系统固有特性的计算分析和改进 性轴平动( 转动) 但通常情况下，作用于发动机上的外力为绕曲轴的扭矩， 而曲轴与主惯性轴柏一般是不重合的。因此，在此外力矩的作用下，发动机 并不沿任何一根主惯性轴转动，而是绕某一根特殊轴转动，此轴即为扭矩轴两。 一般来说，扭矩轴线通过质心，但比主惯性轴略低一些，其与曲轴的夹角 可根据经验计算公式求得： 增和上d 压i 瑶币 ( 5 3 ) 式中，厶、厶轴刁，却的主惯性矩； 卜扭矩轴与主惯性轴的夹角； p 一主惯性轴工l 与曲轴工的夹角。 计算可得原设计中厶= 5 4 6 8 2 4 k 昏m 2 ，厶= 3 7 2 4 7 5 5k g m 2 ，p = 9 2 5 。，将 之代入( 5 3 ) 式，从而得到扭矩轴与主惯性轴射的夹角6 = 1 3 6 。，即扭矩轴与曲 轴的夹角为7 4 8 。 如果前、后悬置的平面和扭矩轴垂直，并且前、后悬置的弹性中心均落 在扭矩轴线上，如图5 。7 所示，则可使发动机在j ，方向的横向振动、z 方向的 垂直振动和绕石轴的扭转振动解耦，但显然原设计在此方面的考虑是不足的。 图5 4 按扭矩轴布置悬置 山东大学硕+ 学位论文 5 3 5 依据悬置垂直刚度理论解耦 设磊缸、肱分别为前后悬置在垂直方向上的刚度，厶、厶为前、后悬置 点到发动机质心的距离，如图5 8 ，则若满足下式 k 辞，k z fl f fl q q 图5 - 8 垂直刚度对解耦的影响 则可使垂直方向的振动和绕y 轴的俯仰振动解耦。 对于原设计的悬置系统来说，厶= 7 5 5 8 姗，厶= 1 4 5 7 i i l l n ，若要满足 ( 5 q 式，则应使j 酬恐l = o 1 6 9 而根据原悬置参数计算可得到恐& 触7 7 5 ， 可见应降低前悬置的刚度值或加长后悬置的距科2 9 舢。 5 4 优化结果的实验分析 为了验证悬置优化的分析结果，分别对装有各套悬置的整车进行了振动测 试，并通过计算程序对数据进行了处理分析。 5 4 1 实验方法 将加速度传感器分别布置在前后四个悬置的上、下各处，共八个测点。汽 第五章发动机悬置系统同有特性的计算分析和改进 车停驶，用数据采集仪测取在不同发动机转速工况下悬置上、下点的垂直振动 加速度信号，所得数据经计算机分析处理后得出加速度均方根值并绘制成图表 曲线。 5 4 2 评价指标 各测点振动能量的大小以加速度均方根值表示，各悬置的振动传递率以悬 置下方测点加速度均方根值除以悬置上方测点加速度均方根值来表示，即 振动传递率= 下测点加速度均方根值上测点加速度均方根值1 0 0 ( 5 5 ) 5 4 3 测试结果及分析 二套悬置方案从怠速到最高转速共l o 种实验工况下各测点的振动信号 经计算机处理后，将计算好的振动传递率绘制成曲线图，如图5 9 至图5 1 2 所示。 图5 - 9 悬置系统前左悬置振动传递率对比图 山东大学硕+ 学位论文 图5 1 0 悬置系统前右悬置振动传递率对比图 图5 1 1 悬置系统后左悬置振动传递率对比图 7 0 08 5 01 0 5 01 2 5 01 4 5 01 6 0 01 8 0 02 0 0 0 2 3 0 02 6 0 0 转速( r m i m ) 第五章发动机悬置系统f 乔i 有特性的计算分析和改进 图5 1 2 悬置系统后右悬置振动传递率对比图 试验结果表明： ( 1 ) 从四个悬置点的振动传递率变化趋势来看，前悬置振动传递率都大 于后悬置的振动传递率，可见前悬置还应再作改善； ( 2 ) 当转速较高时，某些悬置的传递率变大，其原因可能是由于车架有 其固有频率，发动机振动与车架本身的振动发生共振，从而使各测点的加速度 信号不能完全代表发动机的振动： ( 3 ) i 型悬置系统振动传递率较i i 型悬置系统要高很多，振动程度因此 较大； ( 4 ) i i 型悬置系统的振动传递率在二者中基本上都是最低，其悬置下测 点振动均方根值较小，传递率值大多数在o 1 附近，满足了工程上对隔振的要求， 隔振效果要明显好【3 1 翊。 总之，实验与从理论上分析得出的结果一致，即二套悬置中型悬置是最 为优化的。 5 5 本章小结 本章首先应用能量法对系统了六个固有频率及相应的固有振型进行了评 价，用a d a m a s 软件对在不改变系统的悬置布置位置参数的基础上进行了优 化。 本章又应用打击中心理论、弹性中心和扭矩轴等方法对系统的悬置布置结 构进行了分析和改善，为进一步提高系统的隔振性能提供了依据。应用实验方 法分析比较了两套悬置参数，最终肯定了适合此发动机的优化方案。 参考文献 参考文献 1 r e g i svs ，c h a r l e sjl d e s i g no fe l a s t o m e r i cv i b r a t i o ni s 0 1 a t i o n m o u n t i n gs y s t 鲫f o ri n t e r n a lc o m b u s t i o ne n g i n e s a e ，1 9 9 7 ， 6 6 ( 4 ) ：1 卜4 2 【2 j o h n s o ns t e p h e nr ，s u b h e d a rj a yw c o m p u t e r0 p t i m i z a t i o no fe n g i n e m o u n t i n gs y s t e m s s a e ，1 9 9 6 ，5 8 ( 1 ) ：1 0 一3 9 3 g e c kp e ，p a t t o nrd f r o n tw h e e ld r i v ee n g i n em o u n t ( ) p t i m i z a t i o n s a e ，1 9 9 4 ，4 7 ( 1 ) ：2 0 一5 4 4 hh a t a ，ht a n a k a e x p e r i m e n t a lm e t h o dt od e r v eo p t i 叫me n g i n em o u n t s y s t e mf o ri d l es h a k e s a e ，1 9 9 4 ，5 0 ( 4 ) ：11 4 7 5 d e m i cm i r o s l a va c o n t r i b u t i o nt ot h eo p t i m i z a t i o no ft h ep o s i t i o n a n dt h ec h a r a c t e r i s t i c so fp a s s e n g e rc a rp o 霄e r t r a i nm o u n t s i n t e r n a t i o n a lj o u r n a lo fv e h i c l ed e s i g n ，1 9 9 0 ，3 l ( 1 ) ：2 0 一5 5 6 g i b e r tc ，l e k u c hk i s o l a t i n gs h o c ka n dv i b r a t i o n a s m e ，1 9 8 2 ，2 2 ( 1 0 ) ：4 1 5 7 7 t i m p e rff d e s i g nc o n s i d e r a t i o n si ne n g i n em o u n t i n g s a e ， 1 9 8 8 ，2 8 ( 6 ) ：3 2 4 2 8 b o l t o nk n i g h tbl e n g i n em o u n t sa n a l y t i c a lm e t h o d st or e d u c en o i s e a n dv i b r a t i o n i n s t nm e c he h g r s ，1 9 9 8 ，3 5 ( 1 ) ：5 9 7 1 9 j o ej u a nt o d dd e p a u w v e h i c l ed y n 锄i c sa n dn t r a d eo f fs t u d i e s u s i n ga d a i s ，1 9 9 7 ，3 7 ( 3 ) ：2 铲4 8 1 0 r e n g u a n gd o n g a p p r o a c h et oi n c o r p o r a t el a r g ed a t as e r i e si n t o a d a m sm o d e l u s i n ga d a m s ，1 9 9 8 ，4 6 ( 4 ) ：2 卜5 1 1 1 徐石安汽车发动机弹性支承隔振的解耦方法 j 汽车工程，1 9 9 5 ， 3 2 ( 4 ) ：l o _ 1 5 1 2 上官文斌发动机悬置系统的优化设计 j 汽车工程，1 9 9 2 ，2 0 ( 2 ) ：2 2 2 5