（机械工程专业论文）重型汽车发动机悬置系统隔振性能的研究.pdf

中文摘要 论文题目： 专业： 硕士生： 指导教师： 重型汽车发动机悬置系统隔振性能的研究 机械工程 刘百丽( 签名 许爱荣( 签名 朱林选( 签名 舢圳圳圳圳舢 y 2 2 6 4 9 0 7 摘要 发动机是整车的主要振源之一，其悬置系统隔振性能的优劣直接关系到发动机的振 动向车体的传递。所以悬置系统的设计，应该把发动机传递到支承系统的振动减小到最 低限度。成功的控制振动，主要取决于悬置系统的结构形式、安装位置及悬置软垫的结 构、刚度和阻尼等特性。 本文以陕汽s x 3 2 5 7 d n 3 8 4 自卸车为研究对象，在a d a m s 系统中建立该车型发动 机悬置系统的动力学模型。用实验方法测量得到了潍柴w p l o 3 3 6 发动机匹配陕齿 1 2 j s 2 2 0 t 变速器的动力总成悬置系统的各项参数，包括发动机动力总成的质量、质心和 转动惯量等。分析了三种方案的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。对三种方案的固有特性和解耦程度进行比较。 在典型工况下，采用路谱激励对一种方案的悬置结构进行数据采集。通过试验验证， 确认a d 蝴s 分析的准确性，确定优化方案，并为以后的设计工作提供了参考依据。 关键词：重型汽车；发动机悬置系统；隔振性能；a d a m s ；结构优化 论文类型：应用研究 英文摘要 s u b j e c t ：v i b r a t i o ni s o l a t i o np e r f o r m a n c er e s e a r c ho ft h ee n g i n es u s p e n s i o ns y s t e mo f t h eh e a v yd u 留t r u c k s p e c i a u 够： m e c h a n i c a le n g i n e e r i n g n a m e ：l i ub a i u ( s i g a t i l r e )上i 坠勉c 【j i n s t r u c t o r ：xu a i r o n g z h ul i n x u a n口uj j a u n 儿 a b s t r a c t e n g i n ei so n eo fm a i ns o u r c e so fv i b r a t i o nf o rt 1 1 e w h o l ev e l l i c l e ，w k c hv i b r a t i o n i s o l a t i o n p e r f o n n a n c e o fs u s p e n s i o ns y s t e m 、析u d i r e c t l y i n n u e n c eo nt h ev i b r a t i o n t r a n s m i s s i o n 丘o me n g i i l et ov e h i c l eb o d y ，a u sar e s u l t ，m ev i b r a t i o n 协m s m i t t e df 而me n g i n et o m o u “n gs y s t e ms h o u l dc o i i t r o l l e da sm i i l i m u ma sp o s s i b l ef o rt h ee n g i n es u s p e n s i o ns y s t e m d e s i 盟，w 1 1 i c h 晰l ld e p e n do nm ec h a r a c t e r i s t i c so ft h es t n l c 慨a i l dp o s i t i o no ft l l es u s p e n s i o n s y s t e m ，a i l dt l l es 仃u c t u r e ，s t i 鲕e s sa n dd 锄p i n go ft l l em o u l ：l ! t i n gi n s u l a t o r t l l i sp a p e rt a b n gt l l es x 3 2 5 7 d n 3 8 4v e l l i c l ea st l l er e s e a r c ho b j e c t ，b u i l d st h em u l t i _ b o d y d y n a l i l i c sm o d e lo fa d a m s n ep a r a m e t e r so fp o w e 甲l a mm o u n ts y s t e mc o n s i s t i n go f w p l 0 3 3 6e n g i n ea i l dm a t c l l i n g1 2 j s 2 2 0 tt r a n s m i s s i o na r em e a l s u r e d 晰t he x p e r i m e n t a l m e 1 0 d ，i n c l u d i l l gm em a s s ，t 1 1 ec e n t e ro fm a s sa 1 1 dm em o m e n t o fi n e n i ao fp o w e n r a i n t h e n a t l 瑚】丘e q u e n c i e sa i l dv i b r a t i o n a lm o d e s ，v i b r a t i o n 缸a n s i i l i s s i b i l 时a n dv i b r a t i o ni s o l a t i o n e 伍c i e n c yo ft 1 1 r e ed i 位r e n ts u s p e n s i o ns y s t e m sa r ea n a i y z e d 。 t h e ni i l l l e r e n ts p e c i a l t ) ，a n dd e c o u p l ed e g r e ea r ec o m p a r e d u n d e rt l l et y p i c a lc o n d i t i o n ， t l l e l a ：t ao fs u s p e n s i o ns t r u c t u r ea r ea c q u i r e db yr o a ds p e 酏r u l ns i m u l a t i o n m ep r e c i s i o no f a d a m sa n a l y s i sa n do p t i m i z a t i o ns c h e m ei sc o n f i m e dt op r o v i d er e f e r e n c et of u r 山e rd e s i g n w o r km r o u 曲t 1 1 ee x p e r i m e n t 。 k e yw o r d s ：h e a v yd u t yv e h i c l e ，e n g i n es u s p e s i o s y s t e m ，v i b r a t i o ni s o l a t i o n ，a d a m s ， s t r u c t l l r eo p t i m i z a t i o n t h e s i s 锣p e ：a p p l i c a t i o nr e s e a r c h l l i 第一章绪论 第一章绪论 1 1 选题背景和课题来源 随着生活水平的提高，人们对汽车乘坐的舒适性的要求越来越高。振动和噪声是影 响汽车舒适性的两个关键因素，然而噪声源于振动，振动基于激扰。因此要想降低噪声， 关键是如何最大限度地减小车辆的各种振动，使之对汽车的乘坐舒适性影响减为最小。 发动机本身是一个内在的振动源，同时也受到来自外部的各种振动干扰，引起零部件的 损坏和乘坐的不舒适等。发动机的悬置系统是汽车振动系统的一个重要子系统，该系统 性能优劣直接影响整车的n v h 性能。 本文研究来源于陕西重型汽车有限公司产品优化课题。以s x 3 2 5 7 d n 3 8 4 车为研究 对象，对该车装配的不同结构的悬置系统，基于多体动力学理论建立a d a m s 多体动力 学模型，通过理论分析，评估几种方案的性能差异。然后在典型工况下，采用路谱激励 对一种悬置结构进行仿真分析和试验验证，优化悬置系统参数，求出最佳的悬置方案结 构，以进一步提高车辆的行驶平顺性。 1 2 发动机悬置系统国内外研究综述 发动机悬置问题的研究由来己久，在汽车工业启动阶段普遍将发动机直接用刚性接到 底盘上，汽车的振动问题非常突出。上世纪3 0 年代开始人们逐渐认识到发动机悬置的重 要性，用普通橡胶垫作为减振元件与底盘进行连接。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。随着车速的提高和汽车质量的逐步减轻，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人们所认识。在解决问题过程中，人 们有效的利用力学知识建立了各种模型。人们对发动机悬置系统的研究逐渐由被动研究 转向主动设计，即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。 国、内外许多专家对发动机悬置系统隔振作出了许多有益的研究和探索。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 提出了六自由度解耦理论和解耦的计算方法，他们将汽 车的动力总成和车架都视为刚体，将减振橡胶看作弹簧，利用动力总成惯性主轴特性和 撞击中心理论，阐述了如何调整橡胶悬置的安装位置和悬置的刚度，这在当时是比较成 熟的理论，为今后发动机悬置系统的研究奠定了基础。七十年代，t o s h j o 和s a k a t a 利用机 械阻抗法研究了悬置刚度与车内噪声的关系；b l b e l t e r - k i l i 出利用打击中心的理论， 考虑使动力总成各悬置点尽可能靠近弹性体振动节点位置，提出合理布置悬置系统的方 法。1 9 7 6 年，s c h m i t t 和c h 砌e s 通过试验研究表明，悬置系统的振动特性主要取决于悬置 刚度，而振动幅度则和悬置阻尼大小有关。近二十年来，研究人员逐渐将数学中的优化 方法应用于发动机悬置系统的设计，取得了良好的成果i lj 。1 9 7 9 年，j o h s o n 首次采用 西安石油大学硕士学位论文 了数学的优化方法，进行了发动机悬置系统的设计，他以合理配置系统的固有频率，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得振动耦合大为减少，并且保证了系统六阶固有频率， 取得比较令人满意的优化成果【2 1 。1 9 8 4 年，g e c kp e 等人将发动机悬置系统的最主要作 用看成隔离低频域振动，这就要求它的侧倾固有频率要低，以吸收发动机不平衡扭矩引 起的振动。为此，他们以侧倾解耦，低化侧倾模态为目标对悬置系统进行优化，并提出 了较合理的悬置设计原则【3 j 。1 9 8 7 年，h h a t a 和h t a i l a l 【a 又用优化悬置位置的方法， 通过控制振动相对怠速工况下发动机悬置系统的振动进行研究，指出车身弯曲共振频率 高于怠速频率，且越大越好，动力总成的共振频率应小于1 2 的怠速频率【4 j 。1 9 9 0 年， m d e m i c 以悬置点响应力和响应力矩为目标函数，对悬置系统位置与特性进行了优化， 该方法具有适合橡胶悬置和液力悬置的优化设计的特点。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阻尼弹簧模型，可见该力学模型已有比较广泛的应有范围 崎儿6 j 【7 。19 9 3 年，j o l l i lb r e t t 提出了一种和传统发动机悬置系统设计理论不同的方法一 最小响应设计方法，该方法以车厢的振动响应为设计目标，和常用的以合理配置汽车动 力总成的刚体模态为设计目标的方法有所不刚8 1 。2 0 0 0 年，1 a e s e o kj e o n g 和i e n d r a s i n 曲通过合理布置发动机悬置元件进行发动机悬置系统解耦设计。他们指出，通过合 理的布置悬置元件，使他们的弹性中心位子发动机悬置系统的质心处或者主惯性轴上， 以达到发动机悬置系统振动解耦【9 】法在工程上很具有实用价值。1 9 9 3 年至19 9 5 年，清 华大学的徐石安与阎红玉对悬置系统提出新的研究方法【1 0 】【1 1 1 ，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。通过分别由理论计算或测试的方法，求出 各子结构的动态特性，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此组合系统的动态特性。若只修改其中某一子结构，原有其它 子结构的特性仍保存【l2 j 【l 引。把发动机( 包括悬置) 看作要修改的子结构，事先根据各类 汽车共有的特点，找出发动机和其它子结构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，直接根据发动机子结构所确定的动态特性，就能比较准确的预估 出整车的振动状况。这就在理论为六自由度振动模型的建立作出了令人较信服满意的解 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) ，提出了在任意六个自由度都能方便解耦的新方法能量解耦法【1 4 1 。 吉林大学学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【l5 j ；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 第一章绪论 动传递率曲线的作用【1 6 】【17 1 。 几十年来，经过国内外学者不断的探索和研究，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1 8 】1 1 9 】【2 0 1 。 发动机悬置结构的种类越来越多。国内许多重型汽车的发动机悬置结构基本相同， 发动机的前悬置多为固定整车前横梁上，悬置安装面与水平面成一定倾角，主要承受扭 转负荷，并且减振元件为独立结构：后悬置多装在发动机飞轮壳上，与水平面垂直安装， 主要承受垂直负荷。国外的重型卡车如m a n 、v o l v o 等多采用前后悬置都是垂直安装， 且减振元件与支撑元件设计成一体，根据具体布置情况设计减振元件的结构形式，这种 结果具有安装简单，体积小等【2 1 1 【2 2 1 【2 3 1 。 综合上述文献的研究可知，对于发动机悬置系统的研究已有很多，并且已有了一些 比较成熟的理论，对于多种悬置结构的对比分析及其对重卡汽车平顺性影响的试验研究 还比较少。因此，本文研究结合陕重汽产品研发需要，拟对此问题进行深入研究，目的 在于建立发动机悬置系统设计的基本方法，优化陕重汽f 3 0 0 0 重型卡车悬置，从而使提 高和改善整车舒适性。 1 3 课题的目的及意义 重型汽车由于运行环境复杂多变，路面状况恶劣，如何保证汽车在较为恶劣环境下 安全可靠工作，并提高舒适性已成为国内外研究人员和汽车厂商普遍关注的课题。发动 机是整车的主要振源之一，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。所以悬置系统的设计，应该把发动机 传递到支承系统的振动减小到最低限度。 成功的控制振动，主要取决于悬置系统的结构形式、几何位置及悬置软垫的结构、 刚度和阻尼等特性。本课题从理论和软件分析两方面着手，找出不同结构的悬置系统对 整车振动性能的影响。本项目的实施还能为陕西重型汽车有限公司的结构设计人员积累 现代设计方法的经验，提高建立汽车动力学模型的水平，探索现代结构的静、动态分析 方法，将其应用于产品设计的性能分析阶段，为减少开发时间、节约成本、提高设计水 平做出有意义的尝试。 1 4 本文的主要内容 本文以s x 3 2 5 7 d n 3 8 4 重型自卸车的悬置系统为研究对象，以a d a m s 软件作为分析 平台，并结合试验对该车的不同悬置系统进行了研究和分析，为该车悬置系统的设计提 供参考依据。论文的主要研究内容如下： 西安石油大学硕士学位论文 ( 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 计的基本要素； ( 3 ) 用实验方法测量s x 3 2 5 7 d n 3 8 4 车型的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； ( 4 ) 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，利用 数学方法对其进行仿真分析并对其进行分析； ( 5 ) 基于a d a m s 建立悬置系统多刚体动力学模型进行动力学仿真分析，确认三种 方案是否满足隔振要求以及每种方案的隔振性能的差异性； ( 6 ) 通过实车试验，对整车多刚体动力学模型的仿真结果进行验证和分析。确认仿 真分析的可行性以及那种方案是最优方案，为以后设计工作提供理论基础和参考依据。 第二章a d a m s 软件介绍 第二章a d a m s 软件介绍 机械系统动力学分析软件a d a m s ( a u t o m a t i cd v n 锄i ca n a l v s i so fm e c h a l l i c m s y s t e m s ) 是美国m d i 公司开发的非常著名的虚拟样机分析软件。a d a m s 一方面是虚拟 样机分析的应用软件，用户可以运用该软件非常方便地对虚拟机械系统进行静力学、运 动学和动力学分析。另一方面，又是虚拟样机分析开发工具，其开放性的程序结构和多 种接口，可以成为特殊行业用户进行特殊类型虚拟样机分析的二次开发工具平台。 2 1a d a m s 软件特点 a d a m s 分析软件除了可以进行机械系统运动学和动力学分析技术外，还包含以下 技术：几何形体的计算机辅助设计( c a d ) 软件和技术；有限元分析软件技术；模拟各 种各样作用力的软件编程技术；利用实验装置的实验结果进行某些构件的建模；控制系 统设计与分析软件和技术；优化分析软件和技术。由此可见，a d a m s 软件充分发挥了 其它软件的特长，因此和其它分析软件相比，它具有以下几个鲜明特点： 1 ) 提供了多个通用求解器 a d a m s 软件根据不同的仿真模型和仿真目的，提供了不同的求解器求取数值解。 例如，若只想得到系统各个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，就可以选择运动学求解器；若对各零件之间的力作用关系比较关注，就可 选择动力学求解器，此外，a d a m s 软件还提供了静力学求解器，求解静平衡位置的准 静力学求解器，振动分析的振动分析求解器，线性模态分析的线性化求解器 2 ) 提供丰富的样本库、专用模块 在a d a m s 软件中，使用软件自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。在系统模型的各零件之间，通过联接件库、运动发生器以及广义力( 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所需要的专用模块。 3 ) 充分考虑工程应用实际，提供功能齐全的工程分析和优化设计功能 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析，通过使用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，从而分析比 较各参数的变化对整个系统工作性能的影响，然后再根据结果对其进行优化设计，这样 可以大大减少设计的时间和设计成本。 4 ) 开放的软件环境集成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，首先可以利用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 和坐标参数特性，为精确的仿真模型提供了丰富的建模工具。 5 ) 提供了实体模型的动画功能与运动干涉检查 西安石油大学硕士学位论文 在设计的验证阶段，可以由a d a m s a j l i m a t i o n 模块提供的模型分析结果动画显 示功能，直接的检查模型计算结果。a d a m s 可以使设计人员在检查一个模拟样机或几 个不同模拟样机的工作性能的同时检查系统的工作情况，以便在物理样机制造前分析系 统的基本性能。针对复杂机械系统设计中容易出现的机构运动干涉问题，a d a m s 可以 进行自动检查，并给出相应的提示。 6 ) 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集中控制软件的接口，可 以对机械控制系统方便的实现动态仿真。 2 2a d 蝴s 的多体运动理论 动力学的求解速度与广义坐标的选择有很大关系。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( 或庀义欧拉角) 作为广义坐标，即g ，2p ，y ，z ，少，引，整 个系统的坐标为g2 【g ，g ：，。，吼j 。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系数藕合的代数一微分方程组，适合用系数矩阵的方法高效求解 a d a m s 程序采用拉格朗日乘子法建立了系统运动方程： 丢( 争一( 争w 吣r 删石( 瓦) 。一( 瓦) 1 + 噍1p + 够2 q 完整定约束方程为 矽吻力= o 非完整的约束方程为 g ( g ，g ，f ) = o 1 丁：三f m 1 ，y + ，& n 其中： 2 。 为系统能量 q 为系统广义坐标矩阵： q 为广义矩阵； ( 2 - 1 ) ( 2 2 ) ( 2 3 ) p 为系统应于非完整约束的拉氏乘子矩阵； m 为质量矩阵； i 为转动惯量矩阵： 1 ) 为广义线性矩阵； 为广义角速度矩阵。 jf ( g ，y ，五，) = o 矽( g j ) = o 重新改写( 2 1 ) 成一般形式为【g ( y ，g ) = y g 2o ( 2 4 ) 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，( p 为描述完整约束的代数方程组，g 为描述非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 会自动进行初审条 第二章a d a m s 软件介绍 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，这样就可以保 证系统满足所有的约束条件。初始条件可以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。应用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非 线性的微分代数混合方程( d i 疵r e n t i a la n d 舢g e b m i ce q u a l i o n s ) 。对于此类方程，适合采用 g e a r 预测校正算法。通过求解此方程，可以得到系统中所有部件的边界条件，即力、速 度、加速度等。为了高效准确的求解这类方程，a d a m s 采用如图2 1 所示的求解流程。 图2 1a d a m s 中d 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 l l 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 工f f 积分器。此四种积分器都使用b y ( b a c k d i 虢r e n c e f o 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求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 l s hf 1 0 n 1 1 a d 锄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) 。 2 3a d 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，它们之间可以通过关联 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改变，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( d o f = 6 木( 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此机构的分析类型：运动学分析或动 力学分析。 当d o f 0 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。同时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 7 西安石油大学硕士学位论文 成的方程组。 当d o f = 0 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。 当d o f 0 时，属于超静定问题，目前a d a m s 无法解决。 2 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) ，可以分成以下几个部分：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2 2 。 具体到研究汽车系统动力学，建立车辆及其子系统仿真模型时，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。 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，不用同实际构件完 全一致，因为这往往需要花费大量的时间来进行几何建模，a d a m s 分析的关键是能够 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，仿真结果就是准确的。本文就是建立 了简单的三维模型，输入先关参数即可进行分析。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，等到线性系统分析顺利完成后，再加入非线性因素进行分析。 2 ) 在进行比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。此方案适用用于结构复杂的系统或者整车分析时适用。 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。 这样既可提高分析效率，又可提高分析的准确性。 第二章a d a m s 软件介绍 图2 2 a d a m s 流程图 9 西安石油大学硕士学位论文 第三章发动机隔振原理 3 1 发动机隔振的概述 随着生活水平的逐渐提高，人们对汽车乘坐的舒适性与安全性提出了更高的要求。 振动和噪声是影响汽车乘坐舒适性的两个关键因素。噪声源于振动，振动基于激扰。因 此，要想降低噪声，关键在于如何最大限度地减小车辆的各种振动，使之对汽车的乘坐 舒适性的影响降为最小【2 4 j 。 汽车在平直的公路上行驶，其最大的激扰源就是发动机的振动。发动机本身是一个 内在的振动源，同时也受到来自外部的各种振动干扰，引起零部件的损坏和乘坐的不舒 适等。要想降低这些振动对整车的影响，最有效的方法就是隔振、减振1 2 引。 3 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。本文中以潍柴聊1 0 3 3 6 发动机总成及其匹配的 陕齿1 2 j s d l 6 0 t 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) ，使二者之问的力的传递得到衰减。成功的控制振动，主要取决于悬置系统的结构形 式、几何位置及悬置软垫的结构、刚度和阻尼等特性。确定一个合理的悬置系统是一件 相当复杂的工作，它要满足一系列静态及动态的性能要求，同时又受到各种条件的约束， 这些大大增加了设计的难度。因此悬置系统的设计必须满足以下要求【2 6 】【2 7 】： 1 ) 支承作用 发动机悬置是一个支承元件，它必须能够承受所有工况下的动、静载荷，使发动机 总成不至于产生过大静位移而影响工作。 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，悬置系统 应该保证发动机总成在所有方向上的位移处于可接受的范围内，不与底盘上的其他零部 件发生干涉，以免影响整车的正常工作。 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。由 此可见发动机悬置必须起到双重隔振的作用。 从隔振角度来说，希望悬置是越软越好，以期将振动降低到最小；而从支承和限位 l o 第三章发动机隔振原理 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。因此二者是一个矛盾体，所以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 悬置设计的另一个关键要求。 3 3 发动机动力总成的激振源 发动机总成产生振动的主要振源概括起来有两类：一为内振源，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。另一个为外振源，主要来源于不平的道路或 传递系。这两种振源几乎总是同时作用，使发动机处于复杂的振动状态【2 8 】【2 9 1 。 ( 1 ) 燃烧激振频率 这是由于发动机汽缸体内混合气燃烧，曲轴输出脉冲转矩，由于转矩周期性的发生变 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，计算公式为： 厂= 木挖( 3 0 宰z ) ( 3 - 1 ) 式中：n 发动机汽缸数； n 曲轴转数，r m i n z - 发动机冲程数( 2 或4 ) ( 2 ) 惯性力激振频率 由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力矩的激振频率为： = q 木6 0 ( 3 2 ) 式中：q 一比例系数( 一级不平衡力或力矩q = 1 ，二级不平衡力或力矩q = 2 ) ( 3 ) 传动轴( 变速箱挂直接档) 不平衡质量引起的激振频率： 厂。= 6 0 ( 3 - 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。不平衡惯性力的激振频率与发动机的缸数无关，但惯性力的不平衡 量与发动机的缸数和结构特征有着密切的关系。 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，由上述公式就万方数 据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m i n ，最大转速为m 。， 则可以计算各种激振力频率范围如表3 1 所示： 表3 1各种激振力的频率范围 激振力名称激振力频率范围 点火脉冲 m 。i i l n 3 0 z m 。n 3 0 z 一阶 q m i l i 。6 0 q 。6 0 不平衡惯性力 二阶 q 赢3 0 q 3 0 传动轴不平衡激振力 m i l i 。3 0 m 戕3 0 西安石油大学硕士学位论文 由不平衡量引起的激振力是离心力。他的大小与转速平方成正比，只有在高转速时 其作用才明显；而着火脉冲的激励作用只有在低速时才明显，因此在隔振处理时考虑上 限和下限是合理的。 3 4 发动机隔振原理分析 发动机的振动是一个多自由度的复杂振动过程，在对发动机振动进行初步分析时， 我们作以下几个假设，以便定性地说明发动机振动和隔振问题的特性。 几点假设【3 0 j ： ( 1 ) 把支持发动机的底盘视为绝对刚体； ( 2 ) 发动机的旋转角速度是一个常数； ( 3 ) 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。不失一般性， 我们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 3 1 1 。 一 亡 号融1羼詈 j声 ，r 产 图3 1 发动机激振模型 如图3 1 所示，设发动机垂向激振力为f o s i n t ，弹簧无质量，则系统的运动微分 方程为 m 舅+ c 文+ l 。【= f o s i n t ( 3 4 ) 容易证明在f o s i n t 作用下发生的发动机垂向位移幅值x 为 x - 鱼竺一 ( 3 5 ) ( 1 一m 国2 七) 2 + g 七) 2 由于弹簧和阻尼器( 两者代表隔振器) 在相位上相差9 0 。，经过二者传递给车架的力n 为 第三章发动机隔振原理 f ，= 瓜碍丽= 以再丽 一民小了i 丽一r 撕了西i 丽 厄磊丽再面而肛面万再丽 ( 3 6 ) 上述式中：k 弹簧的刚度，n m ； 卜激振频率，洲s ： 。厂系统的固有频率，。= 七m ，洲s ； m 集中质量，埏； f 阻尼比，f = c c 。； c 粘性阻尼系数，n s m ； c c _ 临界的粘性阻尼系数，c 。= 2 m ( 0 。； 卜频率比，护。 。 实际上某一隔振器的有效性常用传递率( 又称隔振系数) 乃来量度的，其定义为 ，经由隔振器传递的力的稳态幅值 ” 加于隔振器上质体的外激励幅值 对于本例，将式( 3 6 ) 代入得 个一辱一 1 一i 一 ，0 - 0 0 5 ，o 。1 0 擀l i ，- 骖 弘a k 吼l 。 夕躲忒。l s 。 1 o 一 蕊、，- 一 、亡蓬陲 ( 3 7 ) 丑 图3 2 不同阻尼系数情况下的幅频响应曲线 以旯为横坐标，乃为纵坐标，可以作出不同阻尼系数情况下的幅频响应曲线，如图 3 2 所示。对此图进行分析整理，可得到如下结论3 2 】： 1 兄1 为共振点，即工程的危险点。该点对阻尼十分敏感，小的阻尼会使系统产生 西安石油大学硕士学位论文 过大的振幅，具有极大的破坏性。 2 0 7 5 2 为工作区，此时无论阻尼大小，随着频率比增加，传递率逐渐趋于零， 这正是我们要求的隔振效果。但在兄 5 以后，传递率几乎水平，实际上选取旯值在2 5 5 之间隔振效果已经足够了。 4 兄 2 时，传递率随阻尼比的增大而提高，即在此情况下增大阻尼不利于 隔振。因此发动机悬置不宜取太大阻尼。 由上述分析可见，要解决发动机隔振问题，关键在于激振频率与发动机悬置系统固 有频率的选取。为使系统的振动只发生在工作区，而尽量避免落入隔离区，必须从激励 和系统的固有特性两个方面进行研究。 从以上叙述可知必须使激振频率与系统固有频率之比值大于2 才能达到隔振要 求，因此可以初步确定隔振系统的频率范围。一般来说，发动机自身或者来自路面的激 励频率是客观存在的，能回避的只是系统自身的固有特性。由3 3 节中分析的悬置系统的 各种激励可知，来自路面的激励一般小于2 5 hz ，来自发动机自身的激励的最小值为 仃。i 1 1 i l 3 0 z ，因此要求整个悬置系统的固有频率至少要满足小于 ，m i i l 3 0 2z ，并大于2 5 0 7 5 3 3 h z 。对于本文研究的发动机，n = 6 ，z = 4 ， 。= 6 0 0 印m ，所以悬置系统固有频率f 至少要满足3 3 h z f q l 2 h z 。 3 5 本章小结 本章阐述了发动机隔振的要求，分析了发动机的激振源与激振力。从发动机单自由 度振动出发，分别讨论了激振力来自发动机和来自路面时发动机悬置系统的隔振问题。 由不同阻尼比下的幅频响应曲线可知，必须使激振频率与系统固有频率之比值大于f 才能达到隔振要求。分析引起发动机振动的主要激励，从激振频率范围中确定发动机悬 置系统固有频率的范围，从而为悬置系统隔振分析与优化提供了理论基础。 1 4 第四章发动机悬置系统设计的基本要求 第四章发动机悬置系统设计的基本要求 发动机前悬置位于发动机机体前端面或机体前部两侧，距离动力总成质心较远，主 要承受扭转负荷，因此要求设计的前悬置具备足够的剪切性能。前悬置的布置一般采用 倾斜式，既有较强的横向刚度、又有足够的侧倾柔度。此外，它还可以通过对斜置角度 的布置以及两个方向上刚度比的适当配合来达到横向一侧倾解耦的目的。 对于发动机后悬置来说，距离动力总成的主惯性轴较近，承受较小的扭转载荷及振 幅，但垂直静载荷主要由后悬置承担。同时，由于它处在发动机动力输出端，受传动系 不平衡力的严重干扰和外部轴向推力的冲击，所以当发动机输出最大转矩时，支撑点出 现的最大反作用力也由后悬置承担，因此要求设计的后悬置垂直刚度应当足够大。 4 1 发动机悬置系统的布置 4 1 1 动力总成的布置要点 ( 1 ) 油底壳与前轴的最小跳动距离。汽车在行驶过程中，由于发动机的振动和悬架系 统的变形，使发动机油底壳与前轴之间的间隙不断发生变化。对于重型汽车通常前轴的 上跳极限为7 1 m m ( 前轴中心距车架下翼面的距离) ，因此发动机的油底壳与前轴处于上 跳极限时的间隙应不小于2 0m m 。 ( 2 ) 油底壳与转向横拉杆的间隙。除前轴垂直跳动量外，还要考虑制动时由于前簧的 s 变形而造成前轴向前形成转角d ( 约3 。4 。) 所要求的额外间隙。特别是前驱动桥的传 动轴与油底壳或附近的横梁等零件的间隙也应该如此。 ( 3 ) 由于变速器输出端和传动轴输入端存在高度差，传动轴在布置时存在一定的夹 角。发动机在布置时，曲轴中心线与车架上平面存在一定的夹角( 约2 0 5 0 ) ，一般取3 0 左右，来减小传动系的夹角，来提高传动系的传动效率和使用寿命。 ( 4 ) 合理的布置发动机，使其上端面与驾驶室的发动机罩存在的间隙能够满足冷却系 的布置要求。 4 1 2 悬置点的布置形式 悬置点的数量根据动力总成的长度、质量、用途和安装方式等决定。悬置系统可 以有3 、4 、5 、点悬置，典型的布置方式如图4 1 4 3 所示： 西安石油大学硕士学位论文 单点 图4 1 三点式悬置 图4 2 四点式悬置 图4 - 3 四点式悬置 三点式悬置与车架的顺从性最好，因为三点决定一个平面，不受车架变形的影响， 而且固有频率低，抗扭转振动的效果好。值得推荐的是前悬置采用两点左、右有较好的 隔振功能，在四缸机得到广泛应用。而前一点、后两点的三点式多用于六缸机。 四点式悬置的稳定性好、能克服较大的转矩反作用力，不过扭转刚度较大，不利于 隔离低频率振动。但经过合理设计，仍可满足四缸机、更能满足六缸机的要求。四点式 悬置在六缸机上的使用最为普遍。 在重型车上，因为其动力总成质量和长度大，为了避免发动机机体后端面与飞轮壳 结合面产生过大的弯矩，一般在变速器上增加一个辅助支点，从而形成五点式悬置。由 于该支点距动力总成的质心最远，又是过定位点，因此辅助支点刚度不能太大，以避免 因车架变形而损坏变速器或悬置支点。 4 2 悬置软垫的设计 4 2 1 悬置软垫的结构形式 根据悬置软垫的动力模型分析可知，每个橡胶悬置都可以看作由三个相互垂直的粘 弹簧组成的隔振器，按照这三个弹簧的刚度轴线和参考坐标系轴线间的相对位置关系。