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车用悬置系统的n v h 优化研究 摘要 目前，n v h 的性能是整车现生产的关键问题之一，它与排放和油耗问题同 等重要。而作为支撑动力总成和隔离整车动力源振动的悬置系统，对整车的 n v h 方面的性能起着举足轻重的作用。本文以国产某轿车为研究对象，探讨了动 力总成悬置隔振元件及悬置系统设计的一些基本设计要求和设计准则等理论和 方法，建立了悬置系统六自由度的振动模型，并在a d a m s 软件中建立其动力学 仿真模型。用模态分析法对发动机悬置系统的前端金属结构件进行分析和预测， 从众多的方案中筛选出最优的方案。对优化方案进行预测和试验验证，确实改 善了车内噪声，从而较好的解决了整车的n v h 问题。 关键词： n v h悬置系统隔振a d a m s 优化设计 n v h o p t i m i z i n go fm o u n ts y s t e mi nv e h i c l e a b s t r a c t n o w a d a y s n v hp e r f o r m a n c ei s o n eo ft h ek e y p o i n t sf o rc u r r e n tp r o d u c t i o n v e h i c l e s ，t o g e t h e rw i t h e m i s s i o n sa n df u e lc o n s u m p t i o n m o u n ts y s t e m ，u s e da s s u p p o r to fp o w e r t r a i na n di n s u l a t e dv i b r a t i o no fp o w e rr e s o u r c ei nv e h i c l e ，t a k ev e r y p a r ti nn v hp e r f o r m a n c eo fw h o l ev e h i c l e b a s e do no n eh o m em a d ev a n ，t h i sp a p e r m e a s u r e dt h et h e o r ya n dm e t h o do ft h eb a s i cr e q u i r e m e n t sa n dt h ef u n d a m e n t a l d e s i g nr u l e sa b o u ti s o l a t i o ne l e m e n t s m o u n t sa n dp m s ad y n a m i c sm o d ew i t h6 d o f so ft h em o u n t i n gs y s t e mi se 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 o e s t a b l i s h e dw i t ha d a m ss o f t w a r e m e t a ls t r u c t u r ec o m p o n e n t so fm o u n ts y s t e ma y e a n a l y z e da n df o r e c a s t e di nm o d e ia n a l y s i sm e t h o d t h eb e s to n ei sf o u n do u ti nm a n y t e c h n i cs o l u t i o n s t h e no p t i m i z i n gs o l u t i o ni sp r e d i c t e da n dv e r i f i e db yt e s t f i n a l n v hi s s u eo fv e h i c l ei ss o l v e dc o m m e n d a b l y k e yw o r d s ：n v h ，m o u n ts 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 ，o p t i m i z i n gd e s i g n 图2 - 1 图2 2 图2 3 图2 - 4 图2 - 5 图2 - 6 图2 - 7 图2 - 8 图3 - 1 图3 - 2 图3 - 3 图3 - 4 图3 - 5 图3 - 6 图4 - 1 图4 - 2 图4 - 3 图4 - 4 图4 - 5 图4 _ 6 图4 - 7 图4 - 8 图5 - 1 图5 - 2 图5 - 3 图5 - 4 图5 - 5 图5 - 6 图6 - 1 图6 2 图6 - 3 平置式 插图清单 斜置式( 3 ) 会聚式 会聚式 f f 式汽车悬置系统所受力矩。 7 7 8 动力总成横置的f f 式汽车三点式悬置系统配置方式9 动力总成横置的f f 式汽车四点式悬置系统配置方式9 节点位置对座椅接地点垂直加速度的影响 节点的位移 积极隔振系统 消极隔振系统 传递率曲线 悬置系统频率布置范围 悬置系统频率布置 支架悬置元件一支架的弹簧串联模型 橡胶悬置结构图 橡胶悬置的一维力学模型 橡胶悬置动力学模型 1 0 1 0 1 2 1 4 液压悬置结构简图2 2 惯性通道一解耦式液压悬置的力学模型 姒和的受力分析图 液压悬置的当量力学模型 动力总成悬置系统力学模型 a d 栅s 计算流程。 2 4 2 5 机械系统动态仿真步骤3 4 右悬置支架在动力总成上的安装位置 国际上类似机型悬置安装示意图 3 7 3 8 组合支架模态分析3 8 四阶约束模态振型 实验系统组成框图 驾驶舱内部噪音瀑布图。 优化前频谱分析图 4 2 4 3 图6 - 4 图6 5 图6 - 6 优化后频谱分析图 左耳旁声压级与发动机转速的关系 4 3 4 4 右耳旁声压级与发动机转速的关系4 4 表格清单 表4 - l 悬置i 的弹性主轴u ；、y ；、m 与x ，y ，z 的夹角关系。2 6 表5 - 1 系统固有频率及其振型3 6 表5 2 有限元模型的单元数和节点数3 6 表5 - 3 各支架固有( 共振) 频率3 7 表5 - 4 优化后右悬置支架前四阶固有频率3 8 表5 5 优化前后右悬置支架固有频率对比3 9 独创性声明 本人声明所呈交的学位论文是本人在导师指导下进行的研究：【二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，也不包含为获得盒壁王些盔堂或其他教育机构的学位或证书而使 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： 凌( v 签字目期：d - ) 年f 月争日 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解盒壁工些太堂有关保留、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。本人授权金 壁王些态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) 学位论文作者签名邑fv 签字日期：o 、 年6 月p 日 工作单位：殇嘲职她强- 易 通讯地址：殇删 蟛7 各李i 导师签名 签字日期：加j 1 年f 月扩日 电话：再f o d l 螺编：) 妒f 口口， 致谢 在本论文完成之际，首先要向我的导师陈科教授致以诚挚的谢意。在论文 的写作过程中，陈老师给了我许许多多的帮助和关怀。陈老师学识渊博、治学 严谨，平易近人，在陈老师的悉心指导中，我不仅学到了扎实的专业知识，也 在怎样处人处事等方面收益很多；同时他对工作的积极热情、认真负责、有条不 紊、实事求是的态度，给我留下了深刻的印象，正是他的热情鼓励和谆谆教导， 才使我在攻读硕士学位期间的道路上能够克服重重困难、努力开拓进取、不断 进步。在此，我谨向陈老师表示衷心的感谢和深深的敬意。 特别要感谢奇瑞公司的高立新高级工程师、钱道新工程师热情无私的帮助， 他们在实车试验的数据采集上给了我很大的帮助。同时他们敏捷的思维、广博 的学识、独到的见解都使我受益匪浅，终身难忘。 感谢家人对我的支持和鼓励，这么多年来他们一直是我强大的精神支柱和 坚强的后盾，我取得的每一点进步都包含着他们的心血。 最后，谨向所有关心和支持我的朋友在我攻读硕士学位期间给予的帮助、 支持和鼓励表达我最真心的祝愿。 作者：吴红 2 0 0 r 7 年6 月2 日 第一章绪论 1 1 概述 改革开放以来，中国的汽车工业，特别是乘用车得到蓬勃发展，近十年来， 尤其是中国加入w t 0 后，中国的汽车市场已经成为全世界关注的焦点之一， 各种不同档次和级别的车辆如雨后春笋般向中国涌来，不断地刺激和提升着消 费者的口味和要求，人们对汽车的动态性能例如乘坐的舒适性、操纵的稳 定性等提出了越来越高的要求。这就使以改善汽车乘坐舒适性为目的的汽车 n v h 特性的研究变得更加重要。 n v h 是指n o i s e ( 噪声) 、v i b r a t i o n ( 振动、和h a r s h n e s s ( 声振粗糙度) ，由 于它们在车辆等机械中是同时出现且密不可分的，因此常把它们放在一起进行 研究。噪声是人耳感受到的由于空气的压力变化而产生的扰动。振动是在某个 频率或一系列频率下围绕参考点产生的振荡运动。声振粗糙度是指噪声和振动 的品质，是描述人体对振动和噪声的主观感觉的，不能直接用客观测量方法来 度量。由于声振粗糙度描述的是振动和噪声使人不舒适的感觉，因此有人称 h a r s h n e s s 为不平顺性。又因为声振粗糙度经常用来描述冲击激励产生的使人极 不舒适的瞬态响应，因此也有人称h a r s h n e s s 为冲击特性。 简单地讲，乘员在汽车中的一切触觉和听觉感受都属于n 、啊研究的范畴， 此外，还包括汽车零部件由于振动引起的强度和寿命等问题。从n v h 的观点来 看，汽车是一个由激励源( 发动机、变速器等) 、振动传递器( 由悬挂系统和边接 件组成) 和噪声发射器( 车身) 组成的系统。汽车n v h 特性的研究应该是以整 车作为研究对象的，但由于汽车系统极为复杂，因此通常将它分解成多个子系 统进行研究，如底盘和悬架系统的噪音与振动、车身系统的噪音与振动、动力 总成以及悬置系统的噪音与振动、进排气系统及夕 围附件系统的噪音与振动等。 【1 】其中作为支承动力总成和隔离整车动力源振动的悬置系统对整车的n v h 方 面的性能起着举足轻重的作用。 众所周知，动力总成是汽车的“心赃”部分，也是整车的主要振源之一。 随着其功率和速度的不断提升，其振动和噪声越来越成为影响汽车乘坐舒适性 的重要原因。 现代汽车的发动机及其动力总成是通过悬置系统安装在汽车车架或车身上 的，悬置系统承受着动力总成的质量，在受各种干扰力( 如制动、加速等) 作 用的情况下，悬置系统应能有效地限制动力总成最大位移，以避免与相邻零部 件碰撞。同时，它还应具有良好的隔振作用，尽可能降低动力总成和汽车车架 或车身之间的双向振动传递，改善汽车的平顺性和舒适性。总之，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 指标。 n v h 特性的研究既可用于整个汽车新产品的开发过程，也适用于改进现有 车型乘坐舒适性的研究。就是针对汽车的某一个系统或总成进行建模分析，找 出对乘坐舒适性影响最大的因素，通过改善激励源振动状况( 降幅或移频) 或控制 激励源振动噪声向车室内的传递来提高乘坐舒适性。 1 2 国内外研究综述 1 2 1 动力总成悬置元件的发展 汽车诞生之初，动力总成是被直接用螺栓刚性地连接在车架上，发动机产生 的振动和噪声就直接传到车体，而路面激励又通过车架直接传给发动机，严重 影响了汽车乘坐舒适性，同时又造成了发动机动力总成与其它机械零部件的过 早失效。于是人们开始使用皮革、布垫等柔性件来连接动力总成和车架。随着 对汽车舒适性要求的提高，二十世纪二十年代，人们开始利用橡胶的减振特性 来降低发动机与车架之间的振动传递。橡胶属于高分子材料，具有良好的弹性 和内阻尼。橡胶内阻尼产生的机理在于：当外力作用于橡胶时，橡胶分子要克 服分子之间的内摩擦力，因此产生应变滞后于应力，部分机械能转化为热能耗 散到周围环境中去。汽车发动机用的橡胶悬置一般是由上下两片金属骨架，中 间夹一层橡胶组成。金属骨架的设计是为了防止橡胶悬置产生过大的变形。橡 胶悬置结构简单、成本低、使用维护方便，但因其高频动刚度大于低频动刚度， 对于大刚度、大阻尼的橡胶悬置低频隔振效果较好，但高频隔振效果就很不理 想，甚至出现高频动态硬化。 随着汽车向轻型化、前轮驱动、低怠速方向发展，对悬置系统的隔振特性 要求越来越高，纯橡胶块的结构已不能满足要求，因此一种新型的发动机悬置 元件一液阻悬置应运面生。2 0 世纪4 0 年代，美国的h a r d i n g 和s t r a c h o u s k y 最早提出将液压减振机构与橡胶悬真组成一体的思想，1 9 6 2 年通用汽车公司申 请了第一个液阻悬置专利，1 9 7 9 年液阻悬置第一次被原西德大众公司用于实车。 自此液压悬置系统在美、英、德、法、日等国迅速发展起来。 发动机液压悬置是在原橡胶悬置内设计出至少上下两个液室，利用液体在 上下液室问流动时附加流动阻尼的耗能作用，消耗振动能量。其最大的优点是 可以根据激振力( 力矩) 频率的变化来调整悬置内的结构参数和液体的物理特 性从而控制发动机悬置液压特性和阻尼特性，最终实现在较宽频带范围内降低 整车的振动及车内的噪声，特别是车腔b o o m i n g 声，明显改善汽车的乘坐舒适 性，并有助于提高汽车的安全性和操纵稳定性。 经过二十多年的发展，液阻悬置结构由简单到复杂，控制方式也由被动式 发展到半主动控制式及主动控制式，设计生产技术日趋成熟，应用日趋广泛， 液阻悬置已成为动力总成悬置未来发展的必然趋势。 2 1 2 2 动力总成悬置隔振技术研究的发展 早在1 9 3 9 年，i l l i f e 就提出了悬置系统设计的一些基本原则，但是较为 熟悉的六自由度解耦理论和解耦的计算方法是在二十世纪5 0 年代由h o r i s o n 和 h o r o v i t z 完成的，他们视动力总成和车架为刚体、橡胶块为弹簧，利用动力总 成惯性主轴特性和撞击中心理论阐述了如何选择悬置位置和刚度参数，使前后 悬置的振动互不影响，然后分别按单自由度线性振动系统处理，认为系统垂直 方向固有振频应小于发动机怠速时相应扰动频率的1 3 。这一结论对于后人的深 入研究有着积极的指导意义。 7 0 年代初，z i f f l l o 等人把动力总成悬置、驾驶室及传动轴中间支撑等橡 胶的刚度和阻尼作为变量，利用正交设计方法就这些变量取不同值时对汽车平 顺性的影响进行了分析，用所谓的p o e m 法从中选出较为满意的刚度和阻尼值。 7 0 年代中期，t o s h i o ，s a k a t a l b 介绍了一分柝动力总成振动及噪声向车体传递 特性的有效方法一机械阻抗法。同期，b l b e l t e n k n i g h t 利用打击中心理论， 并考虑到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 成悬置以获得较好隔振效果的方法。 随着计算机技术的发展，1 9 7 9 年，j o h n s o n 首次将优化理论应用于悬置系 统的设计，以合理配置系统固有频率和实现各自由度之间的振动解耦为目标函 数，以悬置刚度和悬置位置为设计变量进行优化计算，结果使系统各平动自由 度之间振动耦合大为减少，且保证了系统六阶固有频率在所期望的范围内。这 对悬置系统的隔振设计来说无疑是一大进步。 1 9 8 2 年，r r a c c a 就设计一个有效的悬置系统，提出了十九个必须考虑 的因素，其中前七个因素涉及悬置系统设计的基本要求，中间五个因素是对悬 置的要求，主要从悬置空间限制、悬置位置、悬置系统稳定性、悬置刚度和悬 置系统固有振频、振动解耦等方面考虑以改善悬置隔振性能。最后七个因素则 是对悬置设计好坏的检验。 1 9 8 7 年，h h a t a 和h t a n a k a 对怠速工况下发动机悬置系统的振动进行 了深入研究，指出优化悬置刚度的效果不如优化悬置位置好；车身弯曲共振频 率应高于怠速频率，且越大越好；动力总成的共振频率应小于1 2 倍的怠速 频率。 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，对悬置点位置和 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。 综上所述，悬置问题的研究经历了较长的历史阶段，尤其近三十年来，计 算机技术的兴起和更有效的振动分析法如有限元法、机械阻抗法、模态分析法 及优化理论的应用，为更有效地进行悬置系统的设计、研究提供了十分有利的 手段。 但是，由于汽车是一个极其复杂的振动系统，合适地设计动力总成悬置以 确保动力总成的振动噪声尽可能少地向车体传递的问题并未最后解决。因此， 如何综合考虑各种复杂因素，完善悬置系统的设计，仍然是汽车设计师面临的 一项重要任务。 1 2 3 国内研究概况l z ! 国内学者对悬置系统的研究起步较晚，但也取得了大量的成果。从1 9 8 3 年起，清华大学徐石安等人就开始对悬置系统进行了研究，提出了以悬置点处 动反力幅值最小为目标函数，适当控制系统固有频率的方法进行优化计算，取 得了较好的效果。1 9 8 5 年，潘旭峰等人应用模糊集理论，通过移频、解耦，降 低悬置处响应力等各种途径，对悬置参数进行了模糊多目标优化，获得了较为 满意的综合效果。1 9 9 2 年，上官文斌、蒋学锋引入了扭轴的概念，并在扭矩轴 坐标系中建立优化模型，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优化计算，此方法在工程上很具有实用价 值。程序、张建润和王志新应用模态综合理论对整辆汽车作振动分析，建立了 2 0 个自由度的整车模型，用实际的路面激励作输入，求出座椅的振动响应，兼 顾各子结构的运动匹配，以座椅加速度响应值最小为目标函数，经优化计算得 到发动机悬置系统的最佳参数。 随着轿车国产化和自主开发进程的加快，动力总成悬置系统的隔振性能及 其对整车舒适性影响方面的研究亟待进行深入的探讨。 1 3 项目来源、研究内容及拟解决的问题和意义 我国已经把轿车工业列为汽车工业发展的重点，随着道路条件的改善和轿 车轻量化的要求，尤其是发动机前置前驱轿车大都采用平衡性较差的四缸发动 机，迫切要求提高动力总成悬置系统的隔振性能。动力总成悬置系统是汽车振 动系统的一个重要子系统，其振动传递特性对汽车舒适性有很大影响，从事该 领域工作的汽车研究和开发人员所关心的课题是如何设计性能良好的动力总成 悬置系统以减少发动机振动向车体的传递和降低噪声从而改善乘坐舒适性。 本文通过对某轿车的发动机悬置系统进行研究，找到引起该车型车内噪声 较大的原因，对其进行优化设计，改善整车n v h 特性，提高乘坐舒适性。具体 包括以下几个方面的工作： ( 1 ) 探讨动力总成悬置的一些基本要求及设计准则。结合动力总成的基 本参数( 质量、转动惯量等) ，确定动力总成悬置以及安装点的安装、布置形式。 ( 2 ) 建立发动机悬置系统的振动力学模型，为优化设计作好准备。 ( 3 ) 用模态分析法对发动机悬置系统的前端金属结构件进行分析和预测， 从众多的方案中筛选出最优的方案。 ( 4 ) 对优化方案进行预测和试验验证，确实改善了车内噪声，从而较好 4 的解决了整车的n v h 问题。 5 第二章发动机悬置系统概述 2 1 发动机悬置系统的功能 由于发动机燃气爆燃和气缸做功的不连续性，发动机运动件的不平衡惯性 力和气缸气体作用力对发动机机体都具有强烈的冲击和宽频带激励作用。同时， 发动机在工作过程中，由于实际工况和负荷的不断变化，反扭矩也在不断变化， 从而对发动机造成一个扭矩激励作用。在以上两种激励作用下，发动机会产生 振动和噪音。这种振动和噪音极大地影响了汽车的可靠性及乘坐舒适性，于是 人们通过设计悬置系统将发动机连接到车架上。因此悬置系统的主要功能是： ( i ) 隔振降噪：最大限度降低发动机与车架或车身之间的双向振动传递， 满足汽车平顺性和舒适性要求。 ( 2 ) 支承作用；必须能承受发动机动力总成的质量，使其不致于产生过大 的静位移而影响工作。 ( 3 ) 限位作用：发动机在受各种干扰力( 如制动、加速等) 作用的情况下， 悬置应能有效地限制其最大位移，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。 2 2 悬置系统设计的一般要求 悬置是发动机与底盘之间的连接件，它应具有良好的隔振作用。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。前者属积极隔振，后者属消极隔振。可见动力总成悬置系统必须起到双重 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。此二者是一个矛盾体，因此在悬置设计中如何最优化 选取悬置刚度是一个极为重要的问题。同时，为了使振动得到迅速衰减，动力 总成悬置还应具有适当的的阻尼，这是动力总成悬置的另一个要求。 2 3 悬置系统弹性支承常用的布置型式 任意布置的悬置型式会导致悬置元件各向刚度的相互耦合，在工程实际中， 一般总是让悬置系统带有一定的规律性和对称性。一般汽车上应用的悬置系统 有以下几种基本型式： 6 ( 1 ) 平置式 这是一种常见的，传统的布置方式。如图2 - 1 所示。它布局简单、安装容 易。在这种布置方式中，每个弹性支承的三个相互垂直的刚度轴各自对应地平 行于所选取的参考坐标轴。 ( 2 ) 斜置式 这是一种目前汽车发动机中用得最多的布置方式。如图2 2 所示。在这种 布置方式中，一根轴平行于参考坐标外，其它两根轴分别与参考坐标轴有一夹 角e 。这种布置方式的最大优点是：它既有较强的横向刚度，又有足够的横摇柔 度。此外，它还可以通过斜置角度布置位置以及隔振器两个方向上的刚度比等 适当配合来达到横向一横摇解祸的目的，这是平置式较难做到的。 图2 - 1 平置式图2 - 2 斜置式( 3 ) 会聚式 这种布置方式的特点是弹性支承的所有隔振器的主要刚度轴均会聚相交于 同一点。如图2 - 3 所示。除了有良好的稳定性外它最大的优点是可以通过调节 倾斜角度和布置坐标的关系来获得六种完全独立的振动模态。只是这种布置方 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，因此应用不多。 箭慧置舞悬置 图z 一3 会聚式 2 4f f 式汽车悬置系统的布置方式及特点 动力总成前置前驱动汽车( 简称f f 式汽车) 结构紧凑，空间利用率高，高 速行驶时具有良好的平顺性和安全性，在中、低档轿车中得到了广泛应用。在 f f 式汽车中驱动反力矩直接作用在动力总成悬置上，故动力总成悬置除支承动 7 力总质量、扭短波动、往复惯性力外，还应支承驱动反力矩作用( 考虑到差速器 变速比，驱动反力矩是动力总成输出力矩的3 4 倍以上) ，因此，为限制动力 总成的振幅，悬置应具有较高刚度，但这与采用低刚度悬置以隔离发动机中高 速运转时的振动、噪声的要求相矛盾。为克服这一矛盾，应在悬置系统中采取 相应措施。 动力总成横置的f f 式汽车驱动轴平行于发动机曲轴，动力总成输出扭矩和 驱动反力矩都作用在动力总成前后悬置上，见图2 4 a ；动力总成纵置的f f 式汽 车驱动轴垂直于发动机曲轴，扭矩激励作用在两前悬置上，驱动反力矩作用在 变速箱悬置上，见图2 4 b 。由图可知，动力总成横置或纵置时，f f 式汽车动力 总成悬置系统受力状况有明显差别。 a ) 功力惑坡臌霪伯动力慧戚擞麓 图2 - 4f f 式汽车悬置系统所受力矩 2 4 1 动力总成横置时f f 式汽车悬置系统配置方式 动力总成横置的f f 式汽车悬置系统尚未形成统一的配置方式。其原因是： 不同生产厂家设计原则不同、发动机舱布置紧凑、对悬置的隔振水平要求高等。 动力总成横置的f f 式汽车采用的三点式悬置系统有下面三种主要方式： 3 1 ( 1 ) 在图2 5 a 所示三点式悬置系统中，在动力总成质心前有两悬置，分别布 置在发动机、变速器与车架之间，质心后有一与汽车纵轴偏转一定角度的悬置 通过横向支座连接变速器输出半轴和车厢前壁，可支承汽车的起步力矩。 ( 2 ) 在图2 5 b 所示三点式悬置系统中，质心前部有一悬置通过横梁与纵梁相 连，质心后有两悬置与转向轴相连。 ( 3 ) 在图2 5 c 所示三点式悬置系统中，左右悬置与车架直接相连，其连线通 过动力总成质心，动力总成质心下侧另有一悬置与车厢前部相连，起支承转矩 作用。 8 紫鳓两鱼畛啦躲圳厶 ( a ) 阑鱼 ( c ) 图2 5 动力总成横置的f f 式汽车三点式悬置系统配置方式 动力总成横置的f f 式汽车采用的四点式悬置系统有下面两种主要方式： ( 1 ) 图2 6 a 所示的四点式悬置系统在动力总成横置的f f 式汽车上也得到 了广泛应用。悬置系统中前后悬置安装在t 型副车架上，发动机顶部悬最和变 速箱悬置固定在整体式车架上。 ( 2 ) 图2 - 6 b 所示四点式悬置系统中，左、右悬置与车架直接相连，二者 靠近动力总成惯性主轴，使动力总成垂直振动和扭转振动解除耦合：此外，在 动力总成前后各有一悬置沿汽车纵向中心线布置，通过对纵向振动不敏感的支 座，分别固定在汽车前横梁和车厢前壁上。 厕堂 ( a )( b ) 图2 - 6 动力总成横置的f f 式汽车四点式悬置系统配置方式 在悬置系统设计中，应严格控制弯曲模态振型节点在悬置系统中的位置。 由图2 7 可知，当振型节点在前、后悬置之间时，座椅接地点垂直振动水平有 所提高；当振型节点在后悬置之后时，座椅接地点垂直振动水平有所降低，这 9 种现象被称作“相量消减”。 逛一 由图2 8 可知，当激振频率趋于动力总成刚体共振频率时，节点位置向前 移动。这时，系统包括动力总成绕打击中心a 作俯仰运动的刚体模态和一阶弯 曲模态。由于刚体共振频率前后的弯曲模态相位相反，因此弯曲振动节点在上 述两个弹性模态作用下在刚体共振频率点附近产生移动。为保证节点位于后悬 置之后，应使怠速频率低于动力总成共振频率。如果车体尺寸太大，无法将动 力总成弯曲模态共振频率提高至怠速频率之上，那么应安装动力吸振器，如将 散热器与动力总成弹性连接，以在汽车怠速时抑制动力总成的弯曲共振。这样 当汽车怠速时，动力总成悬置系统中只有刚体模态受到激发，振动节点减为一 个，并移向打击中心。 露匾；遐： 共曩青一应囊聋节j 羲 执击鼙后姚矗0 霄矗 图2 - 8 节点的位移 将图2 6 a 中前悬置后移，可减少悬置到动力总成扭转轴的距离，降低了悬 置系统的扭转刚度，使汽车对动力总成的垂直振动不敏感。同理，降低图中发 动机顶部悬置，可减少动力总成沿纵向向汽车传递的力，使车体对动力总成纵 向振动不敏感。 2 4 2 动力总成纵置的f f 式汽车悬置系统配置规律h 动力总成纵置的f f 式汽车有助于整车质量平衡，工作平稳，尤其有利于降 低小型汽车的低速振动。因为悬置在动力总成弯曲振动节点处不引起车架振动， 所以适于安装低刚度的主悬置，纵置直列五缸发动机f f 式汽车在动力总成质心 处振幅为零，适于安装五点式悬置系统。因为动力总成前部、中间悬置处振幅 约为变速器悬置处的i 3 ，所以主悬置应布置在前部、中间悬置位置。此外， 应在变速器尾部安装低刚度的止动式悬置。 1 0 在纵置直列四缸发动机f f 式汽车的动力总成上，无任何一点振动幅值为 零，不适于前述节点布置原则，其悬置系统原理与f r 式汽车相同，但为支承驱 动反力矩作用，应适当提高变速器悬置的刚度。 1 1 第三章悬置系统的隔振原理 在分析动力总成隔振问题时，它被假设为六个自由度的刚体，对六个自由 度系统进行隔振分析是非常复杂的。设计动力总成悬置系统需要满足一定的解 耦条件，当解耦条件满足时，这个系统就变成了六个单自由度系统，我们可以 对每个单自由度系统进行隔振分析。 3 1 单自由度振动系统 发动机悬置系统在初步设计阶段可简化为一个单自由度振动系统，分两种情 况来说明其隔振原理。【5 l 3 1 1 积极隔振系统( 来自发动机的激振力) 图3 一l 积极隔振系统 来自发动机的激振力f os i n 耐一部分通过弹簧传给车身，大小为| b ；一部分 通过阻尼器传给车身，大小为d ，因为这两部分力的相角不同，所以振源传到 基础上的力的幅值并不等于这两部分力幅之代数和，而是矢量和。 h + d - 坯s i n ( “一中) + c 蹦c o s ( o x 一驴) - x 七2 + ( 雠) 2s i n ( o x 一伊+ y ) - bs i n ( w t + y 一咖 式中厢_ 解厮。孺式中 、u 一 j + 【z h j y 。a m t a n 罕缸c t 她( 2 孰) 传递率耳。鲁。茫器杀 其中事阻尼比 a 频率比 占触 3 1 2 消极隔振系统( 来自路面的激励) 图3 - 2 消极隔振系统 假设来自路面的激励傻车身产生的位移为正弦波- zs i n o j t ， 对应的发动机动力总成的位移为x ( o ，弹簧的变形为( ，一t ) ，阻尼力为 c ( j 毫) ，根据牛顿运动定律建立振动微分方程 小菇1 - k ( x - x 。) 一c ( 圣一j ，) 或 m * + d + h l 。c l + d ii l c x i s i n a x + c r u x l c o $ o 甜 i ，rs n ( “+ y ) 式中弓是路面传给发动机动力总成的等效激励力幅值，它的大小为 昂一七2 + ( 唧) 2 工， 它的相角超前路面激励运动的相角 y a r c t a n 譬一a r c t a n 2 弘 疗 上述振动微分方程的稳态响应为 工董x s i n ( 叫+ y 一9 ) 稳态振幅为 j 。争p 堡之鱼兰蔓解， 则 羔。垫兰堡垒兰 以( 1 一a ) 2 + ( 2 弘) 2 比较式( 3 1 ) 和式( 3 2 ) 可知，积极隔振系统的力传递率和消极隔振系统的运 动传递率的表达式是一致的。所以在隔振设计中，不必区分是积极隔振还是消 极隔振，两者的设计准则是相同的。 下图给出了传递率随频率比a - 叫q ( 激励频率与系统固有频率之比) 及阻 尼比亭的变化而变化的曲线族。 图3 - 3 传递率曲线 从传递率曲线图中可以看出： ( 1 ) 只有当彰q ，压时精递率才小于1 ，因此若要使隔振系统具有隔离效 果，应使系统的固有频率小于1 以倍系统的激励频率。 ( 2 ) 当q ，压时，随着频率比的不断增大，传递率越来越小，亦即隔振 效果越来越好。但当n q ，5 时，曲线几乎趋于水平，这表面即使将隔振器设计 得更软，也不能显著改善隔振效果，所以一般取频率比在2 5 5 之间。 ( 3 ) 当叫吐z 压时，传递率接近于1 。因此如果由于某种原因，系统的 固有频率不能设计得太低，则应使系统的固有频率大于压倍系统的激励频率。 ( 4 ) 在】芝t 叫q c 压的频段内，传递率出现峰值，阻尼比；对抑制峰值 的大小起决定性作用，；越大，峰值越小。 综上所述，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，必须使激振频率与系统固有频率之比值大于压才能达到隔振 要求。如果确实由于其他原因只能将m 峨的值设计在小于五的区域，也要使 n ，峨( o 4 o 6 ) ，相应的传递率为1 2 1 5 ，即将扰动放大了( 2 0 5 0 ) ，这时装弹性支承的目的，主要是为了隔离高频声振动。 如单纯从隔振观点来看，阻尼增加会降低隔振效果，但在生产实际中，常 会遇到一些不规则的外界冲击和扰动，为避免弹性支承的物体产生大幅度的自 由振动，常人为地增加一些阻尼控制其振幅，且可使自由振动很快地消失。特 别是当隔振对象在起动及停机过程中需经过共振区时，阻尼的作用就更为重要。 3 2 动力总成悬置系统的频率布置 由于汽车发动机工作转速范围很宽，要求在全部转速范围内不出现共振现 象是不可能的。根据发动机的工作特点，其工作转速由低到高大致可以分为几 个区段：起动过程区、怠速运转区、加速过渡区及常用工作转速区。由于怠速运 转区和常用工作转速区是常用区段，所以一般希望尽可能把动力总成的固有频 1 4 率安排在起动过程区，使其有较低的固有频率。 为避免激振频率与固有频率接近产生共振，动力总成悬置系统频率布置主 要从两个方面考虑，即激振力频率范围和特点，整车模态及子系统的模态， 然后通过移频来布置动力总成悬置系统频率。 3 2 1 悬置系统受到的主要激振力( 矩) 对汽车发动机动力总成来说，主要受到两个振源的激励，一个来自于路面 的不平激励，另一个来自于运转的发动机及动力传动系统。 来自路面的激励幅度虽然变化很大，但是基本属于低频随机激励，是通过 悬挂系统传给车架、车身和动力总成的，频率范围一般在2 5 h z 以下。 作为汽车发动机的内燃机是一个强烈的振动源及噪声源。尤其是近年来为 了提高效率、降低耗油率，内燃机的爆发压力不断提高，激励力大大增加了， 相应的噪声和振动也更强烈了。内燃机工作产生的振动激励主要是由其工作循 环的周期性以及运动机构的往复性所决定的。 发动机产生的激励力主要有”1 ： ( 1 ) 不平衡力的回转运动质量所产生的离心力及离心力矩( 一阶) ； ( 2 ) 不平衡的往复运动质量所产生的惯性力及惯性力矩( 一阶、二阶) ； ( 3 ) 不平衡的反作用简谐扭矩即倾覆力矩，频率阶次为气缸数除以2 及其整 数倍；( 如四缸发动机即为2 、4 、6 、8 等次。) ( 4 ) 个别气缸不发火或爆发压力不均匀( 其阶次为1 2 次及其整数倍) ； ( 5 ) 因机身( 曲柄箱) 刚性不足导致内力矩输出引起振动( 多数是一阶机身 弯曲振动) ； ( 6 )由路面不平引起的低频随机激励； ( 7 )由汽车行驶中加速或刹车引起的惯性力( 使动力总成产生纵向振动) 。 可以看出，使汽车动力总成产生振动的原因是多方面的，引起的振动在阶 次上、振动强弱上也不相同。一般来说取决于发动机的平衡特性，即与发动机 的型式、缸数、工作转速、曲柄排列以及发火次序等有关。在设计汽车动力总 成悬置系统的过程中，最需要关注的是前面三项振动源。 本文研究的某轿车的直列四缸四冲程发动机，第一项已经通过适当安排曲 柄位置及配置曲轴平衡重的方法平衡掉了，故不需考虑。第二项激励频率计算 公式为： f 2 = q * n 6 0 卜激振力阶数； n 一发动机转速。 第三项扭矩激励频率即为均匀点火脉冲频率：f 产n 3 0 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，设发动机怠 速转速为，最大转速为n 。，则主要激励频率范围是：n j 3 0 n 3 0 。 本文研究的发动机怠速转速为7 5 0 r p m ，最大转速为6 0 0 0 r p m ，相应的主要激励 频率范围为：2 5 2 0 0 h z 。 为了避免共振，动力总成悬置系统的固有频率布置范围被限制在狭窄的范 围内。如图3 - 4 。 5 t t z2 5 h z2 0 0 1 t z 图3 - 4 悬置系统频率布置范围 3 2 2 整车模态及子系统模态 针对本文前置前驱式轿车，主要考虑的模态有：整车的级向、横向和垂向频 率( 一般在5 h z 以下) ，俯仰和侧倾频率( 一般在2 h z 以下) ，车辆的横摆频率( 一 般在5 舷以下) ，车轮跳动频率( 一般在十几 k ) ，承载式车身的结构模态( 一般 最低频率在2 5 h z 以上) 。 此外整车振动控制性能要求对动力总成悬置系统设计也有影响，为了抑制 路面激起的整车振动，可适当配置动力总成悬置系统的垂向振动模态频率，使 其起到控制整车振动的动力吸振器的作用，由动力总成吸收经过悬架传递上来 的振动，从而减小车身的振动。这往往要求动力总成悬置系统有较高的垂向刚 度。【7 l 以下根据发动机的工作范围，综合考虑各种因素，对各向的频率进行布置： ( 1 ) 发动机垂向振动的固有频率正：无论是低速还是高速工况，发动机的垂 向固有频率丘与发动机的二阶往复惯性力的激励频率偌之间应满足 艨l 4 2 ，一般是丘= 2 5 4 5 ；l 还应避开前轮垂向振动 的固有频率1 5 4 9 h z ；且应避开整车一阶弯曲固有频率5 3h z ；如有驾驶 室，还应远离其垂向固有频率( 一般为4 。9 h z ) ；另外考虑到由于路面不 平会引起汽车上、下过大的振动载荷，为避免动力总成产生过大的位移， 正也不宜太小。因此发动机垂向模态频率的约束范围是：8h z 2 ；避开车身的扭转振动频率( 3 8 6h z ) 。因此发动 机的俯仰模态的频率的约束范围是：l o h z 厶 2 。因此发动机的 横向振动模态频率的约束范围是：6 i z ( ， o 时，此时液体不流过惯性通道，仅有x l 一个自由度，其振动微分 方程为： 似+ mr ) 戈i - f - k r x l - r r 盅1 一k | a ；x l ( a ) 对m 的受力分柝( b ) 对弛的受力分析 图4 - 6m 和n ；的受力分析图 上述液压悬置模型已经很好地描述了液压悬置的动态特性。但我们在研究 整个悬置系统的特性时，我们不太关心液压悬置内各参数的变化对悬置特性的 影响，而主要关注液压悬置所表现出来的外特性。因此本文将图4 - 5 的力学模 型简化为图4 - 7 的当量力学模型。采用元件的当量刚度和当量阻尼来描述液压 悬置的特性“”。 图4 7 液压悬置的当量力学模型 4 4 各悬置支架的处理方式 建立悬置系统的动力学模型，支架以及悬置臂作为柔性或者刚性体处理关 系到模型的精度，并且它们的设计同样涉及到频率的匹配和共振的避免问题。 本文利用模态分析得到其固有频率远超出发动机正常工况下的激励频率范围 ( 5 h z 一2 0 0 h z ) ，因此在动力学模型中把悬置支架作为刚性体处理。 4 5 动力总成悬置系统的建模 本文研究的轿车发动机动力总成是通过两个橡胶悬置和两个液压悬置支撑 在车架上的。与液压悬置相比，在小振幅下，橡胶悬置的阻尼可以忽略。在研 究动力总成低频隔振特性对，我们把动力总成和车架视为刚体。则发动机悬置 系统可简化为图4 - 8 所示的力学模型“”。 发动机总成简化为一个空间剐体，其位置可用质心的三个直角坐x ，y 。z 以 及绕过质心平行于坐标轴的三个动坐标转角日，、0 y 、见来表示，因而发动机总 成具有六个自由度，其广义坐标列矢量为： 佃j 一扛，y ，z ，以，口，吼r 在研究发动机振动时，定坐标系的原点选在平衡位置时的重心上，x 轴平行于曲 轴轴线指向前方，z 轴平行于各气缸中心线指向发动机上方，y 轴的方向是由x ，z 坐标轴通过右手定则得到的，如图4 - 8 所示。 蕾 图4 - 8 动力总成悬置系统力学模型 4 6 悬置系统的自由振动微分方程 下面用拉格朗日方程推导动力总成悬置系统的振动微分方程“。 4 6 1 动力总成和悬置点的运动分析 若用、7 、f 表示沿三个坐标轴方向的单位矢量，在微小振动的假设条 件下，动力总成绕质心的角位移和角速度矢量为： 0 = o i + o , j + 见七 石e 乒+