（车辆工程专业论文）汽车发动机动力总成悬置系统分析与优化研究.pdf

汽车发动机动力总成悬置系统分析与优化研究 捅要 发动机是汽车的主要振动激励源之一，对汽车的乘坐舒适性有很大的影 响。设计合理的汽车动力总成悬置系统可以明显地降低汽车动力总成和车体的 振动。这样不但可以改善汽车的乘坐舒适性，而且还可以延长发动机与其它部 件的使用寿命。 本文利用m a t l a b 和动力学分析软件a d a m s 对某款汽车的发动机动力 总成悬置系统做了分析与优化。主要做了如下的工作： 1 通过查找和阅读大量的相关文献，分析了国内外对研究动力总成悬置元 件、悬置系统优化设计状况。同时分析了汽车发动机动力总成悬置系统设计的 理论与方法。 2 根据所确定的研究对象，收集分析了该发动机及其悬置系统相关的实验 数据和技术资料，为之后的分析做准备。 3 根据发动机动力总成悬置系统的设计原理和悬置系统优化设计理论，本 文利用m a t l a b 编写该悬置系统的设计计算程序，即m 文件，从而为进一步 的优化设计做好准备。并且利用m a t l a b 的m 文件，初步分析了发动机悬置 位置的改变对发动机固有频率的影响。 4 根据动力总成的测试参数，在a d a m s 里面建立了该发动机动力总成 悬置系统的六自由度虚拟样机模型。此模型计算结果与m a t l a b 程序的计算 结果的一致性，说明两个模型的正确性。并且利用这两个模型详细地分析了整 个动力总成悬置系统的隔振性能。 5 利用在a d a m s 里建立的模型对此发动机悬置系统进行了优化，并从 多方面说明优化结果的正确性和可信性。 关键词：悬置系统m 文件隔震a d a m s 优化 o p t i m i z a t i o nr e s e a r c ha n da n a l y s i so fp o w e r t r a i nm o u n t s y s t e m a b s t r a c t e n g i n ei so n eo ft h ev i b r a t i o ns o u r c e si nv e h i c l e ，w h i c hm a ya f f e c t st h ec o m f o r t o ft h ep a s s e n g e r sa p p a r e n t l y t h ev i b r a t i o no fv e h i c l eb o d ya n dp o w e r t r a i nc a nb e r e d u c e di ne v i d e n c ei ft h ep o w e r t r a i nm o u n ts y s t e m d e s i g n e da p p r o p r i a t l y m o r e o v e r ，i ti sn o to n l yi m p r o v et h ec o m f o r t a b i l i t y ，b u ta l s op r o l o n gt h ed u r a b i l i t y o fc o m p o n e n t si nv e h i c l e i n t h i sd i s s e r t a t i o n ，ac e r t a i nv e h i c l ep o w e r t r a i nm o u n t i n gs y s t e mh a sb e e n s t u d i e da n do p t i m i z e du s i n gm a t l ba n dd y n a m i ca n a l y s i ss o f t w a r ea d a m s t h e m o s tc o n t e n ta r ea sf o l l o w s ： 1 b a s e do nal a r g en u m b e ro fr e f e r e n c e s ，t h er e s e a r c hs t a t u so fp o w e r t r a i n m o u n tc o m p o n e n t sa n dm o u n ts y s t e mo p t i m i z a t i o ni si l l u s t r a t e ds y s t e m a t i c a l l y a t t h es a m et i m e ，t h et h e o r ya n dm e t h o d so fm o u n ts y s t e md e s i g na r ed i s c u s s e d 2 an u m b e ro ft e s td a t aa n dt e c h n i c a lr e f e r e n c e sa b o u tt h ep o w e r t r a i nm o u n t s y s t e ma r eo b t a i n e df o rt h ef u r t h e rr e s e a r c h 3 a c c o r d i n gt ot h eo p t i m i z a t i o nd e s i g nt h e o r yo fp o w e r t r a i nm o u n ts y s t e m ，t h i s d i s s e r t a t i o ne d i t st h ec o m p u t i n gp r o g r a mu s i n gm a t l a b ，t h em f i l e ，f o ra n a l y z i n g t h er e l a t i o n s h i po fe n g i n e sn a t u r a lf r e q u e n c ya n dt h em o u n tl o c a t i o n 4 as i xd e g r e eo ff r e e d o mm o d e lo ft h ep o w e r t r a i nm o u n t i n gs y s t e mi sb u i l ti n a d a m sb a s e do nt h et e s tp a r a m e t e r s t h es i m u l a t i o nr e s u l t so ft h i sm o d e li s c o i n c i d e n tw i t ht h ec a l c u l a t i o nr e s u l t si nm a t l a bp r o g r a m ，w h i c hm e a n st h a t b o t ho ft h ea d a m sm o d e la n dt h emf i l ea r ec o r r e c t m o r e o v e r ，t h ei s o l a t i o n a b i l i t yo ft h ew h o l ep o w e r t r a i nm o u n ts y s t e mi sa n a l y z e dd e t a i l e d l yb ya d a m s m o d e la n dt h emf i l er e s p e c t i v e l y 5 t h ed i s s e r t a t i o nc a r r i e so u tt h eo p t i m i z a t i o no ft h ep o w e r t r a i nm o u n ts y s t e m u s i n ga d a m s ，a n dt h er e s u l t ss h o wt h a tt h eo p t i m i z a t i o np r o c e s si sv a l u a b l ea n d c r e d i t a b l e k e yw o r d s ：m o u n ts y s t e m ；mf i l e ；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 a t i o n 图片清单 图2 1 发动机隔振原理简图8 图2 2 不同阻尼比情况下的传递率9 图2 3 路面激振力隔振简图9 图2 4 橡胶悬置动力学模型1 1 图2 5 平置式13 图2 6 斜置式13 图2 7 会聚式1 4 图2 8 发动机安装角及主惯性轴1 4 图2 - 9 发动机悬置系统一般动力学模型1 5 图3 1 发动机台架测试系统结构示意图2 0 图3 2 定位物体重心的三秤法示意图2 1 图3 。3 相对坐标系一2 2 图3 - 4 复摆法原理图2 2 图3 5 扭摆法测量转动惯量一2 3 图3 6 惯性参数实际测试2 4 图3 7 悬置橡胶刚度测量2 6 图4 1 发动机输出扭矩曲线2 9 图4 2 怠速工况下质心z 方向的位移曲线3 0 图4 3 怠速工况下质心z 方向的时域、频域加速度响应3 1 图4 4 怠速工况下前悬置z 方向的时域、频域加速度响应3 1 图4 5 怠速工况下前悬置z 方向的时域、频域动反力响应3 l 图4 - 6 怠速工况下后悬置z 方向的时域、频域加速度响应3 2 图4 7 怠速工况下后悬置z 方向的时域、频域动反力响应3 2 图4 8 怠速工况下左悬置z 方向的时域、频域动反力响应3 2 图4 - 9 怠速工况下右悬置z 方向的时域、频域动反力响应3 3 图4 1 0 a d a m s 中建立的动力总成及悬置模型“3 4 图4 11 一阶主振型- 3 5 图4 1 2 二阶主振型- 3 5 图4 1 3 三阶主振型3 6 图4 1 4 四阶主振型一3 6 图4 1 5 五阶主振型3 6 图4 1 6 六阶主振型”3 6 图4 1 7 怠速工况下质心z 方向的位移曲线3 7 图4 18 怠速工况下质心z 方向的时域、频域加速度响应3 8 图4 1 9 怠速工况下前悬置z 方向的时域、频域动反力响应3 8 图4 2 0 怠速工况下前悬置z 方向的时域、频域加速度响应”3 8 图4 2 1 怠速工况下后悬置z 方向的时域、频域动反力响应一3 9 图4 2 2 怠速工况下后悬置z 方向的时域、频域加速度响应3 9 图4 2 3 怠速工况下左悬置z 方向的时域、频域动反力响应3 9 图4 2 4 怠速工况下右悬置z 方向的时域、频域动反力响应4 0 图4 2 5 转速18 0 0 r m i n 时右悬置在z 向上的时域、频域动反力响应4 0 图4 2 6 转速2 8 0 0 r m i n 时右悬置在z 向上的时域、频域动反力响应“4 1 图4 2 7 转速3 8 0 0 r m i n 时右悬置在z 向上的时域、频域动反力响应一4 1 图4 2 8 转速5 0 0 0 r m i n 时右悬置在z 向上的时域、频域动反力响应一4 1 图4 2 9 刚体上互为撞击中心的两点示意图4 2 图4 3 0 悬置布置位置俯视示意图4 2 图4 3 1 悬置布置位置侧视示意图4 2 图5 1 怠速时各悬置动反力幅值随时间响应曲线( 优化前) 4 8 图5 2 怠速时各悬置动反力幅值随时间响应曲线( 优化后) 4 9 图5 3 怠速时质心在z 向上的位移曲线( 优化后) 一5 0 图5 4 怠速时质心在z 向上的时域、频域加速度响应( 优化后) 5 0 图5 5 怠速时前悬置在z 方向上的时域、频域动反力响应( 优化后) ”51 图5 - 6 怠速时前悬置在z 方向上的时域、频域加速度响应( 优化后) 51 图5 7 怠速时后悬置在z 方向上的时域、频域动反力响应( 优化后) 5 1 图5 8 怠速时后悬置在z 方向上的时域、频域加速度响应( 优化后) 5 2 图5 - 9 怠速时左悬置在z 方向上的时域、频域动反力响应( 优化后) 5 2 图5 1 0 怠速时右悬置在z 方向上的时域、频域动反力响应( 优化后) 5 2 图5 1 1 转速1 8 0 0 r m i n 时右悬置在z 向上的时域、频域动反力响应( 优化后) 5 3 图5 1 2 转速2 8 0 0 r m i n 时右悬置在z 向上的时域、频域动反力响应( 优化后) 5 4 图5 1 3 转速3 8 0 0 r m i n 时右悬置在z 向上的时域、频域动反力响应( 优化后) 5 4 图5 1 4 转速5 0 0 0 r m i n 时右悬置在z 向上的时域、频域动反力响应( 优化后) 5 4 图5 1 5 优化前发动机动力总成系统振动的实时传递率“5 6 图5 1 6 优化后发动机动力总成系统振动的实时传递率5 6 表格清单 表2 1 各种激振力的频率范围一6 表3 1 质心位置测试结果2 1 表3 2 实际惯性参数测量结果一2 5 表3 。3 悬置垫初始刚度值( 动静比1 3 5 ) ”2 6 表3 4 悬置安装角度参数2 6 表4 1 模态频率及振型方向( m a t l a b ) 2 9 表4 2 固有频率和能量分布矩阵( m a t l a b ) 2 9 表4 3 模态频率及振型方向( a d a m s ) 3 4 表4 - 4 模态频率和能量分布矩阵( a d a m s ) ”3 5 表4 5 悬置系统解耦目标3 7 表4 6 调整左、右悬置位置之后的模态频率“4 3 表5 1 优化前、后刚度和目标函数对照表( 动静比：1 3 5 ) 4 8 表5 2 优化后的模态频率及主振型4 9 表5 3 优化后的能量分布4 9 表5 4 优化前、后各个参量的比较”5 3 表5 5 各个工况下，右悬置z 方向反力优化前、后值比较5 5 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工作及取得的研究成果。 据我所知，除了文中特别加以标志和致谢的地方外，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 金壁王些太堂 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。 学位论文作者签字：狼啼嶂签字日期：沙叮年予月罗日 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解金月巴王些太堂有关保留、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，允许论文被查阅或借阅。本人 授权 金自曼工业态堂 可以将学位论文的全部或部分论文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) 学位论文者签名：弘伟嶂 签字日期：如呵年彳月夕日 学位论文作者毕业后去向： 工作单位： 通讯地址： 导师签名： 签字嗍：岬邓月 电话： 邮编： 矿 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、同学和朋友的鼎力相助， 这些我将永远铭记于心。 首先，感谢我尊敬的导师魏道高副教授。在三年攻读硕士学位期间，魏老 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。 其次，感谢我的同学黄明、王毅、吕春天，马文博、朱茂飞以及其他同学 三年来在学习和生活上给予我的帮助。 最后，感谢我的父母和哥哥，所有的一切都离不开他们的支持和信任，正 是有了他们的理解和付出，我的学业才得以顺利完成。 三年时间在人生旅程中只是短暂的一段，但在这里所学到的一切将让我受 用终身，再次感谢所有帮助、支持和关心我的人们! 第一章绪论 1 1 本文研究目的与意义 随着汽车技术的发展，人们对汽车的行驶平顺性、乘坐舒适性的要求越来 越高。然而在汽车的行驶过程中，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，所 以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以及路面的 不平对发动机工作的影响。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很大的意义【l 】。 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，其产生的振动是由动力总成( 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，从而引起车身的振动，并通过车厢壁板的振动产生辐射噪声 【2 。3 】。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，对于汽车隔振来说也 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1 4 巧j 。 1 2 国内外研究现状的分析 起初发动机悬置并没有引起汽车设计者的重视。后来由于对汽车性能各项 要求的提高，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。在研究发动机悬置的过程中，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：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。 由此，发动机悬置也有最初的纯橡胶悬置发展到后来的液压悬置，以后发 动机悬置将向半主动悬置、双向隔振悬置以及主动悬置发展。 1 2 1 国外研究现状 本世纪五十年代，a n o nh o r i z o n 和h o r v i t z 提出六自由度解耦理论和解耦 的计算方法。 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。 1 9 7 4 年，b e l t e r k n i g h t 利用打击中心理论，考虑使悬置点尽可能靠近弹性 体振动节点位置，提出合理布置动力总成悬置的方法。 1 9 7 6 年，s c h m i t t 和c h a r l e s 通过研究表明，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的大小有关。 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【6 】。 19 8 2 年，r r a c c a 以限制悬置空间、悬置位置、刚度、固有频率和振动解 耦等方面来考虑悬置的减振隔振性能，对传统的前置后驱f r 式悬置系统进行 了全面总结。 1 9 8 3 年，c l a r k 等人对前置前驱f f 式悬置系统进行了仿真计算，指出由于 发动机振动时车架变形小，因此可以把整车系统分解为动力总成悬置系统和车 身车架系统来研究，用前者的响应作为后者的输入，对两个系统分别进行计算 机模拟和试验验证。 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【7j 。 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，指出车身弯的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 2 的怠速 转频【引。 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，又适合液压悬置优化 的特点【9 1 。 l9 9 3 年，j o h nb r e t t 提出了一种和传统的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最小为设计目标，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同【1 0 】。 2 0 0 0 年，t a e s e o kj e o n g 和r a j e n d r as i n g h 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，使它们的 弹性中心位于发动机悬置系统的质心处或主惯性轴上，以达到发动机悬置系统 振动解耦j 。 1 2 2 国内研究现状 随着我国汽车工业的迅速发展以及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 2 经过研究认为，相比振动解耦和合理分配固有频率而言，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【l2 1 。 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【l 引。 1 9 9 2 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【l4 1 。 1 9 9 4 年，孙蓓蓓、张启军、孙庆鸿等应用一种使发动机悬置系统刚度矩阵 解耦的方法，来实现悬置系统的振动解耦。应用该方法对悬置系统进行优化设 计，可以实现发动机悬置系统沿垂向和绕曲轴方向的振型解耦，达到控制整车 振动的目的1 1 5 1 。 1 9 9 5 年，徐石安根据传递函数分析振动的方法，探讨了发动机振动模型简 化的理论基础，隔振和解耦的关系，提出了更适合计算机寻优的解耦方法：能 量法解耦【l6 。 1 9 9 5 年，程序、张建润和王志新应用模态综合理论对整车作振动分析，建 立了2 0 个自由度的整车模型，用实际的路面激励作为输入，求出座椅的振动响 应，兼顾各子系统的运动匹配，以座椅加速度响应值最小为目标，经优化计算 得到发动机悬置系统的最佳参数【l 。 1 9 9 5 年，任晓松，王立公根据汽车传动系的布置方式的不同，论述了汽车 动力总成悬置系统配置的一般原则、原理和规律，对于汽车动力总成悬置系统 的配置及悬置系统的改进提供了依据【l 引。 1 9 9 6 年，温任林，颜景平以整车系统为背景，提出了降低汽车驾驶室振动 相对能量和发动机悬置系统各阶振型解耦的多目标优化方法，并根据该方法建 立了优化数学模型引。 1 9 9 8 年，史文库和林逸以a u d i l 0 0 轿车为研究对象，考虑了弹性基础的作 用，建模时假设发动机悬置支承在弹性基础上。通过四端参数理论，分析了弹 性基础对发动机悬置系统隔振性能的影响，得出了发动机悬置支承基础的弹性 作用是悬置在高频区域隔振效果变差的原因1 2 。 2 0 0 1 年，樊兴华、陈金玉和黄席樾在研究发动机悬置系统各种优化设计方 法的基础上，以整车人机系统为背景，提出了以人体在垂直方向振动加速度均 方根加权值最小和发动机悬置系统能量解耦为综合目标的多目标优化模型，对 发动机悬置参数进行了优化设计。计算实例说明，选择合适的发动机悬置参数 可以有效的降低汽车振动，改善汽车乘坐舒适性【2 1 1 。 2 0 0 3 年，吕振华在讨论动力总成悬置系统的设计理论与优化方法的基础 上，系统的分析了这些因素对动力总成悬置系统隔振性能设计目标的影响，并 针对两种动力总成进行了优化设计计算分析，使系统的解耦程度提高【2 2 1 。 1 3 本课题研究的主要内容 本文的主要内容如下： 1 通过查找和阅读大量的相关文献，分析了国内外对研究动力总成悬置元 件、悬置系统优化设计状况。同时分析了汽车发动机动力总成悬置系统设计的 理论与方法。 2 根据所确定的研究对象，收集分析了该发动机及其悬置系统相关的实验 数据和技术资料，为之后的分析做准备。 3 根据发动机动力总成悬置系统的设计原理和悬置系统优化设计理论，本 文利用m a t l a b 编写该悬置系统的设计计算程序，即m 文件，从而为进一步 的优化设计做好准备。并且利用m a t l a b 的m 文件，初步分析了发动机悬置 位置的改变对发动机固有频率的影响。 4 根据动力总成的测试参数，在a d a m s 里面建立了该发动机动力总成 悬置系统的六自由度虚拟样机模型。此模型计算结果与m a t l a b 程序的计算 结果的一致性，说明两个模型的正确性。并且利用这两个模型详细地分析了整 个动力总成悬置系统的隔振性能。 5 利用在a d a m s 里建立的模型对此发动机悬置系统进行了优化，并从 多方面说明优化结果的正确性和可信性。 4 第二章动力总成悬置的基本理论 2 1 动力总成隔振基本理论 2 1 1 发动机隔振理论概述 汽车是一个具有质量、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 振已成为汽车设计的重要课题。 2 1 2 发动机隔振设计的要求 车速的提高和汽车的轻量化，使得发动机振动引起的各种问题日益突出， 发动机悬置系统的设计研究受到越来越多的重视。理想的发动机悬置系统应满 足多方面的要求1 2 副： 1 ) 支撑作用：发动机悬置应能将发动机相对固定在一定的区域内，使其不 至于产生过大的静态位移，从而影响发动机的工作。 2 ) 限位作用：在发动机动力总成受到各种干扰力( 制动、加速、减速等) 作用的情况下，悬置系统能有效的限制其最大位移，以避免与相邻零部件发生 碰撞与干涉。 3 ) 隔振作用：隔振作用包括两方面，其一是降低动力总成振动向车身的传 递，使得发动机的振动不会影响到整车的性能；其二是衰减由于路面激励引起 的动力总成振动，使得路面引起的车身振动尽量不影响发动机的工作。 一般地，发动机动力总成系统在空间六自由度系统内是耦合的，一个方向 上的激励可以引起多个方向上的振动。耦合振动会导致动力总成的共振频率范 围扩大，这时要达到较好的隔振效果就需要使用较软的悬置。但这会导致动力 总成位移变大，产生干涉。所以发动机悬置系统的设计是一个综合各方面的因 素，综合考虑的过程。目前国内外主要是通过两种途径来设计和改善发动机悬 置系统的性能： 1 ) 通过研究悬置本身的特性来提高悬置的性能，保证发动机悬置在工作的 过程中表现出最佳的状态； 5 2 ) 通过隔振理论对发动机悬置系统进行设计分析，保证发动机悬置的各个 自由度解耦、各个悬置的位移幅值最小等较佳的状态。 本文将通过第二个方面来对汽车发动机悬置系统进行设计。 2 1 3 作用在发动机动力总成上的激励力 从发动机隔振作用中看到发动机悬置的两个隔振目标可以看到，发动机动 力总成主要受到两个振源激励作用，一个是路面的不平通过车轮和车架即悬挂 系统作用在发动机上，另一个则是发动机自身在运行中产生的周期力所产生的 振动。路面激励的幅度虽然变化很大，但是基本属于低频范围的，其频率一般 在2 5 h z 以下【1 3 1 ；而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振动的激 励有以下几种 2 3 1 ： 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 机合成的扭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 l = 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 簟n 6 0 ( 2 - 2 ) 式中q 一激振力阶数，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1 时) 不平衡质量引起的激振，其频率为 f 3 = n 6 0( 2 3 ) 如果知道发动机转速，就可以由上述公式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 m i n ，最大转速为n m 。x ，则可以计算各种激振力频率 范围，如表2 1 。 表2 一l 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 1 1 宰n m i n ( 3 0 宰z ) - - n 幸n m a x ( 3 0 枣z ) 不平衡惯性一阶 n m i n 6 0 n m a x 6 0 力二阶 n m i n 3 0 n m a x 3 0 传动轴不平衡激振力n m i n 6 0 - n m a x 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 6 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。 根据收集到的资料，本课题所研究的四缸汽油发动机的发火次序( f i r i n g o r d e r ) 为1 3 4 2 ，曲柄夹角是1 8 0 。因此改发动机其它干扰力和力矩均可被消除， 只存在二阶往复惯性力，其表达式为： = 4 m r r 0 2 c o s 2 c o t 本文所研究的发动机布置倾角较小，视为0 。所以对于本文所研究的直列 四缸四冲程汽油发动机其激励力为 f ( t ) ) 1 ，简化到动力总成质心处的表达式为 扩) j 1 = ce cm ，m ，m ：】 已知本文所研究的发动机动力总成激励力只存在二阶往复惯性力，所以f x = 0 。 由于曲柄夹角是1 8 0 。，所以f v = 0 其它分量分别如下： t = 4 m r 2 r o 2c o s ( 2 r o t ) m ，= m 。o ( 1 + 1 3 s i n ( 2 r o t ) ) m y = c 彳 m ：= e 么= 0 式中：m 一一单缸活塞及往复运动部分质量； r 一一曲柄半径； 旯一一曲柄半径与连杆长度之比； 1 9 ) 一一发动机曲轴转动的角速度； a 一一二、三缸中心线至发动机动力总成质心的距离； m 一一发动机的输出扭矩。 2 1 4 发动机悬置的隔振原理分析 发动机动力总成悬置系统是一个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，而副车架刚性连接在大梁上面。为了便于说明， 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 1 4 1 来自发动机的激振力 如图2 1 所示，设发动机竖向激振力为f e q = f s i n t o t ，因为用阻抗的方法处 理问题比较便利，所以用f 一叭表示f s i n t 。弹簧无质量，则系统的运动微分方 程为 n f f + c 莺+ h = f e 耐 ( 2 4 ) 7 2 图2 1 发动机隔振原理简图 容易证明在f 。q 作用下发生的发动机竖向位移幅值x 为 x = i 砾f 传递到基础上的力是弹簧力k x 和阻尼力c 二的合力，传递力f t 为【2 4 】 日2 k x + 西 其幅值为 弓= 牌+ ，耐= i k 丽+ j c o c f 传递力的幅值与激振力f 。q 的幅值之比称为传递率t r 。由上式可得 豫= 正丽 一正两： 而翥荔虿祈一而i 而而可瓣 ( 2 - 5 ) ( 2 6 ) ( 2 7 ) ( 2 8 ) 式中k 一一弹簧的刚度，单位n m 一一激振频率，单位r a d s ； n 一一系统的固有频率，( 0 n = k 聊，单位r a d s ： m 一一集中质量，单位k g ： 毛一一阻尼比，毛= c c 。； c 一一粘性阻尼系数，单位n s m ； c 。一一临界的粘性阻尼系数，c 。= 2 m n ； 入一一频率比，入= 0 3 t o n 。 用不同的阻尼比和频率比代入式2 8 可以得到不同阻尼比下的传递率如图 2 2 ， 8 t r 入 图2 2 不同阻尼比情况下的传递率 2 1 4 2 来自路面的激振力 i i 发动机动 力妊成 i l i i | i 门 i | ，x 2 广j ： m l 化臻 i i l 哦 i i i i l 彳k 2 i 2 ti l 车架 li 2 图2 3 路面激振力隔振简图 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 l ( t ) ， 对应的发动机动力总成的位移x 2 ( t ) ，则弹簧力为k ( x 2 - x 1 ) ，阻尼力为c ( x ：一而) ，则 由牛顿第二定律得： m x 22 一k ( x 2 一而) 一c ( i ：2 一戈1 ) ( 2 9 ) 移项后得 r q x 2 + c x 2 + 觑22 觑i + c x i ( 2 1 0 ) 应用阻抗方法，给出而= 五p 归，k x - + 西- 2 ( 七+ 彩c ) x - p 2 p 埘，相当于上节中 的激振力。所以上式可以简化为： ( 七一c 0 2 m + j c o c ) x 22 ( k + j a i c ) x 1 ( 2 1 1 ) 则 墨：堡竺! x l( k 一彩2 m + j o x ：) 9 ( 2 1 2 ) 因为此时x 2 x l 和情况1 的f t ，f 是一致的，所以式( 2 1 2 ) 和( 2 8 ) 都可 以称为传递率方程，只不过前者是从车架到发动机总成的运动传递，而后者是 发动机动力总成到车架的力的传递，所以两者的隔振要求是一致的。 图2 2 为不同阻尼比时的传递率，注意到在图中的所有曲线相交于旯。4 2 ， 因此可得到如下结论： 1 ) 旯= 1 为共振点，即系统的危险点。该点对阻尼十分敏感，小的阻尼会 使系统产生过大的振幅，具有极大的破坏性。 2 1o 7 5 4 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。但在九 5 以后，传递率变化不大，所以一 般取九= 2 5 5 就可以了。 4 ) 旯 + k x = f ( f ) ) ( 2 - 1 4 ) 1 5 式中：m ，d 和k 分别是系统的质量矩阵，阻尼矩阵和刚度矩阵： m = d = k = m0 0研 o0 o 0 oo o0 oooo 0000 m000 0 i 堪一1 w i 。 0 一l 燃l 哆一i i j z 0 一l 崔一i i 。 x 是位移向量， x ) = z ，y ，z ，口，力； x ) 是速度向量， x = x ，y ，z ，口，7 ) x ) 是加速度向量， x = x ，y ，z ，口， ； f ( t ) ) 是激励力向量， f ( t ) ) = f x ，v y ，f z ，m 。，m 。，m ： k x ”k v ”k ：分别为悬置系统的各方向总往复刚度； i f o t o t 、a 筇、 分别为悬置系统的各方向总回转刚度； 【m 刀) 为悬置系统的系统耦合刚度。 将式2 1 4 转换到频域内，并且不考虑阻尼和外力作用得： ( k 一国2 m ) 椰= 0 ) ( ，1s ) 将上式用作模态分析，得到系统各个模态下的无阻尼固有频率和固有振型， 这为合理避开共振频率和实现解耦提供了理论基础。 为了分析发动机悬置系统的隔振问题，研究系统在激振力作用下的稳态响 应具有十分重要的意义。如果动力总成在支承处具有较小的响应，则系统将具 有良好的隔振效果。动力总成本身的不平衡力( 矩) 具有周期性和简谐性的特 点，因此分析计算动力总成悬置系统在正弦激励下的响应问题具有典型的意义。 在正弦激励下多自由度线性系统的振动微分方程可用矩阵形式表达如下： m x + o x + i q x = f o ) ) ( 2 1 6 ) 在已知质量矩阵m 、阻尼矩阵d 和刚度矩阵k 以及外力向量 f ( t ) ) 的情况 1 6 o o o o o劲协助协协研助 o o d o缈。伽伽助助枷坳 o o o o o k k o o o o o k k 匕k k k o 劬o d o o如助助鼬伽研 o o o o 。k k k k 下，求解式2 1 6 可得到系统在简谐激励力作用下各广义坐标下的响应。再通过 响应的坐标变换，即可求得系统在物理坐标下的响应。 2 3 发动机悬置系统解耦理论 通常发动机悬置系统的六个固有振型在多个自由度方向上是耦合的，在某 个自由度方向进行激振就会产生耦合振动，这样使得共振频率的范围大大加宽， 增大了共振的机会。这时要想达到比较好的隔振效果，需要使用更软的悬置元 件，这将导致发动机动力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，同时悬置元件的大位移，会使悬置元件 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设计都是朝着完 全解耦或部分解耦的方向发展的【3 引。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，下面介绍常用的部分解耦的方法。 常用的解耦方法有弹性中心法、刚度矩阵解耦法、能量解耦法等【3 1 】【3 4 1 。 2 3 1 弹性中心法 该方法是靠巧妙的布置悬置来实现的。其基本途径是：以发动机悬置系统 的主惯性轴为坐标轴系来布置悬置，消除系统的惯性耦合；使悬置的弹性中心 位于发动机悬置系统的质心处，消除弹性耦合。这样的话，发动机的六个刚体 模态完全解耦。 作用于被支承物体上的一个任意方向的外力，如果通过弹性支承的弹性中 心，则被支承物体只会发生平移运动，而不会产生转动。反之，被支承物体在 产生平移运动的同时，还会产生转动，即两个自由度上产生运动耦合。同样， 如果一个外力矩绕弹性中心主轴线作用于被支承物体