（光学工程专业论文）eq3242g重型车动力总成悬置的研究与应用.pdf

华中科技大学硕士学位论文 摘要 随着科学技术的不断发展，人们对汽车的乘坐舒适性要求日益提高，而良好的平 顺性和低噪卢是现代汽车的个重要标志。汽车动力总成悬置系统的好坏真按影响着 汽车的平顺性和降噪水平。 本文针对e q 3 2 4 2 g 车型动力总成悬置系统，对汽车发动机的振动特性及动力总成 悬置系统的隔振机理进行了分析，并对汽车动力总成基本参数测量方法进行了探讨， 对e 0 3 2 4 2 g 车型动力总成基本参数进行了测试，其中包括用力矩平衡法钡9 量动力总成 的质心位置和用专用转动惯量试验台测量动力总成过质心各轴的惯量参数，指出了上 述两种测量方法的缺点和需改进的地方，最后通过测量和计算，较为准确的得到了动 力总成的基本参数，为动力总成悬置系统理论分析计算提供了依据。同时，对e q 3 2 4 2 g 动力总成所用的橡胶悬茕软垫进行了性能参数的测定。 在获取e q 3 2 4 2 g 车型动力总成基本参数基础上，对该悬置系统进行了各项性能综 合分析。应用撞击中心理论对该悬置系统进行了计算，分析了该动力总成不能满足撞 击中心理论的原因，并对该动力总成的滚摆轴进行了计算，对汽车动力总成悬置系统 的振动解耦进行了分析和研究，同时，对悬置的布罨形式进行了探讨，分析了不同悬 置系统布置的优缺点。 最后，：z d e q 3 2 4 2 g 车型动力总成原设计的悬置系统进行了振动参数的计算，分析 了计算结果，结合该车型悬茕系统的故障形式提出了第一轮改进措旎。在分析第一轮 改进设计失败原因的基础上，提出了第二轮改进措施并成功实施，经装车使用结果表 明，满足设计要求，达到预期改进目标。 该课题研究致力：y e q 3 2 4 2 g 重型车动力总成悬置系统的改进与研究，对相关重型 ，# 动力总成悬置系统的设讨或改进具有一定的指导和借鉴意义。 关键词：汽车动力总成悬置隔振 _ _ _ _ _ _ _ _ 一一 l 华中科技大学硕士学位论文 a b s t r a c t w i t ht h ec o n t i n u o u sd e v e l o p m e n to f t e c h n o l o g y ，p e o p l e sr e q u i r e m e n to nt h ec o m f o r t o fr i d i n ga u t o m o b i l e si s i n c r e a s i n g ，a n dn i c e rs m o o t h n e s sa n dl o wn o i s ei s a l l i m p o r t a n t s y m b o l o f p r e s e n t d a y a u t o m o b i l e s t h e c a p a b i l i t y o fm o u n ts y s t e mo fa u t o m o b i l e p o w e r t r a i n h a sad i r e c ti n f l u e n c eo ns m o o t h n e s sa n d c a p a b i l i t y o fr e d u c i n gn o i s ef o r a u t o m o b i l e t h i st h e s i sa i m sa tt h ei m p r o v e m e n to f p o w e r t r a i nm o u n ts y s t e mo f a u t o m o b i l em o d e l e q 3 2 4 2 gi th a sa ne x p a t i a t i o na n da n a l y s i so nv i b r a t i n gs p e c i a l i t yo fa u t o m o b i l ee n g i n e a n dv i b r a t i o ni s o l a t i o nm e c h a n i s mo fp o w e r t r a i nm o u n ts y s t e m i ta l s od i s c u s s e sa n d i n v e s t i g a t e sw a y so fm e a s u r i n gb a s i cp a r a m e t e r so fa u t o m o b i l ep o w e r t r a i n a c c o r d i n gt o m e a s u r i n g b a s i c p a r a m e t e r s o fp o w e r t r a i no fa u t o m o b i l em o d e le q 3 2 4 2 g ( i n c l u d i n g m e a s u r i n gc e n t r o i dp o s i t i o n o fp o w e r t r a i n b ym e a n so fb a l a n c i n gm o m e n ta n di n e r t i a p a r a m e t e r st h a tp o w e r t r a i nt oa x e so f t h ec e n t r o i db y s p e c i a lm o m e n t o fi n e r t i ae x p e r i m e n t p l a t e ) ，i tp o i n t so u td i s a d v a n t a g eo f t h ea b o v et w om e a s u r e m e n t sa n ds o m e t h i n gt h a tn e e d s t ob ei m p r o v e d a tl a s ti tg a i n se x a c t e rp a r a m e t e r so fp o w e r t r a i nb yc o m b i n i n gm e a s u r i n g a n da c c o u n t i n g ，a n dp r o v i d e sab a s i sf o ra c c o u n t i n gp o w e r t r a i nm o u n ts y s t e mi nt h e o r y a t t h es a m et i m e ，i tm e n s u r a t e sc a p a b i l i t yp a r a m e t e r so fr u b b e rs u s p e n s i o ng a s k e t su s e di n p o w e r t r a i no fe q 3 2 4 2 g t h i st h e s i sa n a l y s e ss y n t h e t i c a l l yi t e m so fc a p a b i l i t yo ft h em o u n ts y s t e mo nt h eb a s i c o fh a v i n gg a i n e db a s i cp a r a m e t e r so fp o w e r t r a i no fa u t o m o b i l em o d e le q 3 2 4 2 g a n di t a c c o u n t st h i sm o u n ts y s t e ma c c o r d i n gt ot h es t r i k ec e n t e rt h e o r ya n da n a l y s e sr e a s o n st h a t w h yt h i sp o w e r t r a i nc a n ts a t i s f yt h e s t r i k ec e n t e rt h e o r y i ta l s oa c c o u n t st h er o l la n d p e n d u l u m a x i so ft h ep o w e r t r a i n ，a n a l y s e sa n ds t u d i e sv i b r a t ed i s c o u p l i n go f t h ep o w e r t r a i n m o u n ts y s t e m a tt h es a m et i m e ，i td i s c u s s e st h ea r r a n g e m e n tf o r mo f t h em o u n ts y s t e ma n d a n a l y z e sr e l a t i v em e r i t sa m o n g d i f f e r e n tm o u n t s y s t e m s f i n a l l y ，t h i st h e s i sa c c o u n t sv i b r a t ep a r a m e t e r so fe q 3 2 4 2 gp o w e r t r a i nf o r m e r m o u n t s y s t e m ，a n di tb r i n g su pt h ef i r s ti m p r o v e m e n t m e a s u r e sa c c o r d i n gt om a l f u n c t i o nf o r m so f 华中科技大学硕士学位论文 t h i sm o u n ts y s t e m t h e ni nt h ei n s t a n c et h a tt h ef i r s ti m p r o v e m e n tf a i l u r e si t a n a l y s e st h e f a i l u r er e a s o na n db r i n g su pt h es e c o n di m p r o v e m e n tm e a s u r e sa n d a n a l y s e st h e mi nt h e o r y t h eu s er e s u l ts h o w st h a ti tc a n s a r i s ；f yt h ed e s i g nr e q u i r e m e n ta n da c h i e v ee x p e c t e dt a r g e t t h i st h e s i st a k eu pw i t ht h er e s e a r c ha n di m p r o v e m e n to ft h ee q 3 2 4 2 g h e a v yd u t y v e h i c l e p o w e r t r a i nm o u n ts y s t e m ，w h i c hc a n o f f e rk i n do fg u i d a n c ea n dr e f e r e n c eo n r e l e v a n td e s i g n i n go ri m p r o v i n g k e yw o r d s ：a u t o m o b i l e p o w e r t m i nm o u n tv i b r a t i o ni s o l a t i o n 1 1 1 独创性声明 本人声明所呈交的学位论文是我个人在导师指导下进行的研究工作及 取得的研究成果。尽我所知，除文中已经标明引用的内容外，本论文不包 含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的研究成果。对本文的研究做出 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 的法律结果由本人承担。 学位论文作者签名：执8 v 1 日期：辫年f 月i o 日 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，即： 学校有权保留并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。本人授权华中科技大学可以将本学位论文的全都或部 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 保存和汇编本学位论文。 保密口，在年解密后适用本授权书。 本论文属于 不保密豳。 ( 请在以上方框内打“4 ”) 学位论文作者签名：放i 穹1 日期：2 芦昏年 月l p 日 指导教师签名 日期：枷年 华中科技大学硕士学位论文 1 绪论 随着科学技术的不断发展，人们对汽车的乘坐舒适性要求同益提高，而良好的平 顺性和低噪声是现代汽牟的个重要标志。汽午振动、噪声不仅直接降低乘坐舒适性， 而且对环境造成严重的污染随着车辆的普及增多，各国针对汽车噪声、废气排放也 制定出了日益严格的法规要求。汽车是一个多自山度的振动体，其主要的振源包括汽 车行驶时路面不平度激励和发动枧工作时产生的不平衡激励，如何有效地双向隔离动 力总成( 包括发动机、离合器和变速器) 与车辆车体之间的振动传递，已成为汽车设 计丌发中的重要课题。在汽车设计开发中，合理魄设诗动力总成的悬置，可以降低动 力总成振动的波及程度，减少振动引起的不良后果，因此，在现代汽车的研究中，动 力总成悬置的研究受到了越来越多的关注。 1 1 汽车动力总成悬置系统隔振分析研究概况 汽车诞生之初，动力总成被直接用螺栓刚性地连接在车架上，发动机产生的振动 和噪声就直接地传到车体。由于这种刚性连接不断引起发动机缸体和支架的损坏，于 是j r 始使用皮革、布垫等柔性件柬连接动力总残和车架。随着对汽车舒遥性要求的提 高，在1 9 2 0 年开始采用橡胶件来连接动力总成和车架，利用橡胶件的减振隔振特性来 吸收和隔离动力总成的振动，从而减小动力总成和车体之间的振动传递。 早在1 9 3 9 年，i l l i f e 就提出了悬置系统设计的些基本原则，但是较为熟悉的六 自由度解耦理论和汁算方法是在上世纪五十年代由h o r i s o n 和h o r o v i t z 完成的，他们 将汽车动力总成和车架均视为刚体，将减振橡胶块视为纯弹簧，利用动力总成惯性主 轴特性和撞击巾心理论阐述了如何调整橡胶悬置的安装位置和悬置刚度，使动力总成 的前后悬置的振动相互独立，然后分别按单自由度线性扳动系统处理，媳艄1 认j , j 系绕 垂直方向固有频率和绕曲轴方向的固有频率应小于发动机怠速时相应扰动频率的三分 之，这样可以获得较好的减振效果。这是较旱出现筋较成熟的悬雷设计理论，对 于后人的深入研究有着积极的指导意义。 e 个世纪六十年代期问，人们又对橡胶件的动态特性进行了深入研究，逐步完善 了橡胶悬置设讣理论。 华中科技大学硕士学位论文 1 9 7 4 年，s a k a t a 采用机械阻抗法研究了悬置刚度与车内噪声的关系，其研究结果 表明，随着悬置刚度的下降，车内前座椅处噪声在全频带内均减弱，且悬置刚度缚减 少一半，噪声水平可降低4 6 d b ( a ) 。同期，b e l t e r - k n i g h t 利用撞击中心理论，考虑 使悬霄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f 2 i 。1 9 7 6 年，s c h m i t t 和fc 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 振幅则和悬置阻尼大小有关。人们在前人研究结论的指导下，把悬置系统力学模型进 行了简化，以车架为刚性基础，建立了六自由度的刚体一阻尼弹簧模型，使悬置系统 的研究得以进一步发展【3 】。 近二十多年，随着讨算机技术的高速发展和更有效的振动分析方法的应用，为悬 置系统的设计和研究提供了十分有效的手段，使动力总成悬置系统优化设计和仿真分 析得以开展和研究，具有代表性的有以下几位学者。 1 9 7 9 年，j o h n s o n 首次将优化技术应用于悬簧系统的设计，以合理配罱系统固有 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，且保证了系统六 阶固有频率在所期望的范围内【4 。5 1 。 1 9 8 2 年，r r a c c a 以限制悬置空间、悬置位鬣、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 式悬置系统设计进行了全面总 结【5 】d 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 振动列车架变形小，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实验验证【6 j 。 1 9 9 0 年，d e m i c 应用优化技术，以悬置处响应力和响应力矩为目标函数，对悬茕系 统位置与特性进行了优化，经实验验证该方法具有良好的效果。 国外学者和厂家在优化动力总成悬置系统的位置和刚度的同时，对悬置本身的结 构和动态特性也开展了大量的研究工作。 2 0 世纪四十年代，美国人h a r d i n g 和s t r a c h o u s k y 先后提出将液力减振机构与橡 胶悬置组成一体思想，1 9 6 2 年通用汽车公司的r e r a s m u s s a n 申请了第一个液阻悬置 华中科技大学硕士学位论文 专利吼 1 9 7 9 年，原西德大众公司率先在a u d i 血缸发动机l 应用了液阻悬嚣。几乎与此同 时，日本汽车公司列液阻悬置进行了大量研究，i ：发了结构新颖、性能优良的液耻l 悬 胃。其后美、英、法和意大利等国也大力丌展了对液阻悬置的研究1 0 - 1 2 1 。 美国l o r d 公司、同本n i s s a n 公司和g e n c o r p 技术中心分别于1 9 8 5 、1 9 8 6 和1 9 9 5 年研究了惯性通道式液阻悬置的阻尼作用机理。通过建立惯性通道式液阻悬置 的集中参数模型，讨论了惯性通道的长度和横截面积、上液室和下液室的体积刚度、 液体的密度、上液室作用面积等参数对惯性通道体中液体共振频率及其特性的影响， 并通过模拟计算和实验测试得到了悬置动态特性【l ”。 卜橡胶主簧r2 一雕板3 一空气室l 下支撑壳 5 一蠢靛膜l6 一中间盘掉7 一节靠鼻奠遗遗i 一h 藏童i 且一下灌童 图1 1 解耦膜式液阻悬鬣结构简图 液阻悬置是传统橡胶悬置与液力阻尼组成一 体的结构1 1 4 - 1 5 】，图1 1 为解耦膜式液阻悬置结构简 图。液阻悬置在低频具有大阻尼、高动刚度特性， 既可有效地隔离、衰减发动机低速时的稳态振动， 又可很好地控制、衰减汽车非稳态工况下动力总 成本的大位移冲击运动和振动：在高频域具有小 阻尼、低动刚度的特性，可在较宽频带范围内满 足动力总成的高频隔振要求，降低汽车在高速行 驶中的车内振动和噪声，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 1 6 - 1 7 1 。液阻悬置可以具有 理想的动态特性。 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，应用开趋广泛，液阻悬置已成为动力总成悬置未来发展的必然趋势。 国内学者对动力总成悬置的研究也颇为活跃【1 8 l 。从1 9 8 3 年起，清华大学徐石安 等人就开始对该课题进行了研究，在优化问题上以悬置处动反力幅值最小为目标函数， 适当控制系统的固有频率，取得了较好的效果。 华中科技大学硕士学位论文 1 9 8 5 年，潘旭峰等人结合d d 6 8 0 大客车发动机悬置参数设计问题，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，从计算上获得了较为满意的综合效果。 1 9 9 0 年，喻惠然等人针对c a 6 1 0 2 与c a 6 1 1 0 动力总成，进行了深入研究，通过 对发动机振动模态和振源的分解，找到了实现发动机隔振的有效途径，并探索了测耿 动力总成有关参数的试验方法，在_ 【：程上很有实用价值。1 9 9 2 年，上官文斌等人从工 程实用角度出发，给出了动力总成悬置优化设计的方法，在扭矩轴坐标系中建立优化 模型，阱系统固有频率为目标函数，充分考虑到系统解耦、冲击中心理论应用、一阶 弯曲模态节点选取等原则，并以此为约束进行优化计算，取得了较好的效果。 1 9 9 4 年，王立公等率先在国内对液阻悬置结构发展进行了系统论述，阐述了各种 典型的液阻悬置的结构工作原理和性能特点及其发展趋势。2 0 0 1 年，王利荣等也对国 外液阻悬置的研究发展进行了较系统的述评和总结。 1 9 9 9 年，裘新等建立了一种轿车动力总成液阻悬置及副车架系统的非线性力学模 型，进行了系统固有振动特性的模拟计算，同时对液阻悬置和橡胶悬置的隔振特性进 行了对比分析，并得到实验模态分析结果的证实【l 引。 2 0 0 2 年，吕振华等对国内一种轿车的发动机液阻悬置建立了集总参数的力学和数 学模型，进行了动态特性仿真，并与实验测试结果进行了对比分析，其研究方法具有 定的指导意义1 2 0 】。 1 2 汽车动力总成悬置设计及制造方面的概况 国外动力总成悬置系统设计其基本方向可以描述为：概念方案设计一试验( 测量和 采集动力总成有关参数和数据) 一设计( 系统性能优化及结构设计) 一虚拟样机( 仿真 分析和零部件有限元分析) 一物理样机( 应用最佳方案试铝4 装车) 一试验验证一投入生 产。在虚拟样机阶段对不同的设计方案避行反复的比较、评估、改进，减少了道路试验 和产品试制的时间和次数，避免了重复设计，减少了汽车开发成本【2 l _ 矧。如德国 f r e u d e n b e r g 公司基于所建立的六自由度动力总成一悬置系统隔振分析模型，讣算分 析动力总成系统的固有振动特性和发动机非稳定工况时动力总成- 悬置系统的振动及冲 4 华中科技大学硕士学位论文 击响应特性，并以发动机侧颓振动解耦和改善车内n v h 为目标，优化了液阻悬置系统 的隔振性能f 2 4 - 2 6 1 。该公司的动力总成一液阻悬置系统设计开发体系代表了目前汽车动力总 成悬臀系统设计开发技术的领先水平。 国内在动力总成悬置设计和制造方面与圜外先进汽车生产厂家相比还存在较大差 距。大多数汽车生产厂家存进行动力总成悬胃系统设计时，还不能向国外厂家那样全面、 系统遗进行动力惑成懋置系统设计开发，同时由于悬嚣零部件制造工艺水平的限制，以 致于设计开发出的动力总成悬置系统还不能完全满足汽车整车性能的要求1 2 7 - 2 8 1 。目前， 随着对汽车平顺性和舒适性要求的逐步提高，国庆些整车厂、主机生产厂家通过与大 争院校、科研机构及悬置零部件生产厂家合作，利用计算机优化、仿真和有限元分析技 术，共同对汽车动力总成悬置系统进行设计开发研究，制定出一整套完整的动力总成悬 置系统设计万r 发程序和规范，通过实旌已取得了一些较好成效。 国外悬簧零部件生产厂家都有一整套完整的设计、开发、试验保证体系来满足主 机厂家的要求，翔美国的l o r d 公司在这方面就徽的非常出色，其悬置橡胶软垫已形成 系列化，可提供完善、准确的性能参数，用户可根据具体情况需要直接选用 2 9 1 。而国内 的大部分悬置零件生产厂家在硬件和软件方面还欠缺很多，故还有很多工佟要傲，以满 足主机厂对悬置减振零部件提出的技术要求。 1 3 本课题拟研究解决的问题 在重型车动力总成悬鬣系统的设计方面，东风汽车有限公司积累了一定的经验，形 成r 借鉴七、八十年代日本、法国设计思想中的一些设计应用手段，主要考虑的是悬景 的支承定位及保护发动机等性能，主疆技术条件是以悬置软蛰的秸结力、硬度为基础。 这些设计思路在重型车发展迅猛的今天越来越暴露出无法满足整车应用的缺陷，也逐步 山现了因设计考虑不周而产生的使用故障。 东风汽车有限公司生产的e q 3 2 4 2 g 自卸车自投产以来，动力总成悬黉系统存在频 率很高的早期故障以致造成了比较严重的质量事故。主要故障形式表现为：发动机起 动时出现抖动现象，在路况差的道路上行驶大约2 0 0 0 公里友右后，其前悬霞软垫就出 现撕裂现象。造成的问题不单是更换前悬置软垫，同时会引起排气波纹管、空调钢管断 5 华中科技大学硕士学位论文 裂，甚至会造成发动机风扇与护风圈、水箱干涉造成三者同时损坏。以上故障损坏形式 说明，e q 3 2 4 2 g 车型动力总成悬置系统在设计、伟4 造等方面存在一些问题，远没有达到 整车性能的目标要求。由于e q 3 2 4 2 g 动力总成悬置系统存在上述问题，所以本课题针 对这一具体车型对重型车动力总成悬置系统进行分析研究。 本课题拟研究解决的问题有： ( 1 ) 对汽车发动机的振动特性及动力总成悬置系统的隔振机理进行分析； ( 2 ) 对e q 3 2 4 2 g 车型动力总成物理参数进行测定，包括动力总成的质心位置及质 量，动力总成绕过质心各轴的转动惯量，橡胶悬置的弹性特性参数等： ( 3 ) 对e q 3 2 4 2 g 车型动力总成悬置系统进行各项性能分析； ( 4 ) 提出改进设想，并根据实际情况确定可行的改进悬置系统方案。 6 华中科技大学硕士学位论文 2 汽车发动机的振动特性及动力总成悬置系统的隔振机理 2 1 汽车动力总成悬置系统的功能及设计原则 汽车的动力总成是通过悬置系统安装在汽车底盘或车身上的，动力总成悬置系统 的功能及设计原则大致可归纳如下： ( 1 ) 隔离振动。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，满 足汽车平顺性和舒适性要求： ( 2 ) 支承和定位。具有控制动力总成相对运动和位移的功能，能够克服和平衡因 最大扭矩输出或紧急制动而产生的反作用力和惯性力，避免零部件之间相互碰撞： ( 3 ) 保护动力总成，防止动力总成上个别部位囡承受过大的冲击载荷而损坏。应 满足发动机制造厂对悬置支架的尺寸( 即悬置点的位置) 作出了限制和要求，以保护 发动机，避免支架、缸体以及匕轮壳等接合面上因产生过大的弯曲力矩和绕曲应力而 导致螺孔及装配面发生局部破坏： ( 4 ) 悬置系统的零部件必须具有足够的强度和可靠性，在严重的冲击载荷下保证 不发生损坏。如果悬置系统零部件出现损坏，应最先出现在软垫总成上，动力总成应 仍能依靠金属支架支承而保持其原有位置，而不引起其它撞击损坏。悬置零部件的寿 命应与发动机总成的大修里程相当； ( 5 ) 悬置系统应装配简单、拆装方便和维修接近性好； ( 6 ) 悬置零部件应符合通用化、标准化和系列化要求。 动力总成悬簧系统在设计、布置和安装上受到了许多约束条件的限制和制约，在 没计时应结合具体实际情况综合考虑，既要满足性能和功能要求，也要满足整车成本 要求，同时还要考虑零部件制造工艺水平的情况【3 0 1 。 2 2 汽车发动机的振动特性 汽车用发动机通常为往复式内燃机，由于活塞连杆机构的往复运动以及输出扭矩 时形成的脉冲反作用力，这类发动机本身就是一个固有的振动源。虽然经过精心设计 和制造，振动可以得到减轻，但由于结构先天的弱点，振动是不可能完全消除的。发 动机所产生的振动主要来自于发动机点火激扰和不平衡惯性力激扰两种情况孔1 。 华中科技大学硕士学位论文 2 2 1 点火激扰 这是出发动机气缸内点火燃烧，曲轴输出脉冲扭矩引起的激扰。由于扭矩周期性 电发生变化，导致发动机卜反作用扭矩( 又称倾倒力矩) 的波动，这种波动使发动机 2 生周期性的扭摆运动，故称扭转振动，其振动频率实际卜 就是发动机的发火频率， 算公式为： ，= 旦( t l z )( 2 1 ) o ，+ l 6 0 r 其中：n 一发动机转速，r m i n i 一发动机缸数 r 冲程系数，两冲程为l ，四冲程为2 表2 1 四冲程发动机最低怠速转速为6 0 0r r a i n 时内激干扰扭转振动频率 缸数每转发火次数每分钟发火次数干扰频率( 发火频率) 31 59 0 01 5 h z 421 2 0 02 0 h z 631 8 0 03 0 h z 842 4 0 04 0 h z e q 3 2 4 2 g 车型发动机为直列6 缸柴油机，其最低怠速转速为7 5 0 r m i n ，故其最低 日激干扰扭转振动频率为3 7 5 h z 。 2 2 不平衡惯性力激扰 这是i = 发动机往复运动的活塞和连杆等造成的惯性力不平衡的垂直振动，其激振 二扰频率为【3 2 1 ： 厂2 _ 害 ( 胁) ( 2 2 ) 其中：q 一比例系数，一级惯性力q = 1 ，二级惯性力q = 2 , v t 一发动机转速，r r a i n 不平衡惯性力的外激干扰频率与发动机的缸数无关，但惯性力的不平衡量与发动 l 缸数和结构特征有着密切关系。 对单缸机而言，一级惯性力和二级惯性力都是孤立存在的，它的平衡性最差，相 华中科技大学硕士学位论文 对振幅也最大，除非发动机内装有特设的平衡机构。 列多缸机而言，由于曲轴上曲拐角度的合理分布和配置，使各缸之间产生的惯性 力相互抵消和平衡，因此部分多缸机上的惯性力振动已基本得到消除( 但制造上造成 的误差除外) 。 表2 2 四冲程往复式内燃机的同有平衡特性表 气缸布置直列3 缸直列4 缸直列6 缸9 0 度v 型8 缸 i 发火次序 1 2 31 3 4 21 5 3 6 2 4l 一8 7 5 4 3 6 2 每转发火次数 1 5234 平力一阶平衡平衡平衡平衡 衡二阶平衡不平衡平衡平衡 情力一阶不平衡平衡平衡平衡 况矩 二阶不平衡平衡平衡平衡 从表2 2 可以看出，汽车上常用的几种发动机中，就是三缸机和四缸机两种机型 没有得到完全平衡，因此对于使用这两种机型的汽车，必须特别重视悬置系统的设计， 除非发动机本身已经采用了专门设计的平衡机构。 直列六缸机的惯性力和惯性力矩是完全平衡的，理论上它不应该存在垂直方向的 惯性力振动。如果出现明显垂直振动，这可能是发动机或离合器运动件的平衡制造精 度超差、各缸工作不均匀或“失火”造成的。严格说来，直列六缸机的唯一激振源是 反作用力矩的扭转振动【3 3 _ 3 4 l 。由于e q 3 2 4 2 g 车型所用的发动机为直列六缸机，故其惯 性力和惯性力矩是完全平衡的，对由于制造方面超差可能引起的垂直振动，本课题不 作进一步的探讨和研究，所以本课题研究的发动机唯一激振源是反作用力矩的扭转振 列 。 2 3 动力总成悬置系统的隔振机理 2 3 1自由振动 最简单的振动系统由重块和弹簧组成，在不考虑阻尼的情况下，若将重块向下压 然后松丌，重块就会上下自由振动，振动的自振频率( 或称固有频率) 的计算公式为 华中科技大学硕士学位论文 = 去j 壁( 胁) (23)m 1 2 zv v 一 其中：k 一弹簧刚度，n m m 一重块质量，k 譬一重力加速度，9 8 m s 2 实际 ，阻尼的存在将会导致振动振幅的逐渐减少、直至振动完全停止，这种现象 称为有阻尼的自由振动。振动衰减速率取决于系统阻尼的大小。动力总成橡胶悬置系统 的阻尼通常很小，可忽略不计，如果简化为最基本的模型，动力总成就相当于重块，悬 置软垫相当于弹簧，就可以计算出悬置系统的自由频率，可见，悬置软垫的刚度对悬嚣 系统自振频率的大小起关键作用。 2 3 2 强迫振动 如果在有阻尼的自由振动中，同时向重块施加一个周期性的外力，即存在强制的 外激振动，此时重块将既有自由振动又有外激强制振动，两个振动叠加，这种振动称 为强迫振动。显然，动力总成悬置系统的振动属于这种强迫振动。 有两类强制外激振动源作用于动力总成悬置系统：一类是上面所述的由发动机本 身引起的振动：另一类是由道路不平引起，并通过汽车车轮、悬架系统及车架传递给 动力总成的振动，这种由道路不平引起的振动频率很低，大约在1 3 h z 。这两种强制 振动均要求进行隔离。 2 3 3 频率响应 根据振动理论分析，当强制振动施加到自由振动的振波上，开始时运动情况比较 复杂，经过一定时间后，自振波的振幅将变得很小而可忽略，而只留下强制振动的成 分，但这种受迫振动的振幅与频率比有很大的关系【3 5 - 3 6 。 频率比就是强制振动的频率与自振频率之比。 如果将强制振动的振幅称之为输入振幅，将受迫振动的振幅称为输出振幅，则输 出振幅与输入振幅之比可称为振动传递率。 1 0 华中科技大学硕士学位论文 振 动 传 动 塞 |。1 r 一“8 ，、i tt ，1 姨q e d u - # 州巾嶂一舟 丝 、趣f m * “m c 一一一 卜氐 l s i 、试之 j 频率比 图21 幅频响应曲线 当振动传递率大于i 时，表示振动振幅增大，这是不希望的。当振动传递牢小于 1 时，表示振动振幅减小，这是所追求的。 图2 1 是频率比与振动传递率关系曲线，称为“幅频响应曲线”，它是减振原理中 鲢重要的依据。 频率比与振动传递率之间的关系式如下： 振动传递率= 厂硼_ 6 一灭，2 f + ( 2 c 尺夕 ( 2 4 ) 其中：r ，一频率比 c 一阻尼比 卜鬻磐2 矧 从图2 1 可以看出，频率比由小增大，玎始时振动传递率迅速上升，到频率比接 近1 ，即外激振动频率接近自振频率时，输出振幅出现最高峰，振动传递率可达数十 倍，即出现共振。共振是很危险的，往往会造成破坏。 共振振幅的大小取决于系统中的阻尼。按理论，如果阻尼等于o ，共振振幅为无穷 大，而实际上阻尼总是存在的。在大阻尼情况下，共振振幅将得到大幅度抑制，放共 振振幅因阻尼不同而各异。 华中科技大学硕士学位论文 表2 3 频率比与隔振效果及人体感觉 频率比隔振效果人体感觉频率比隔振效果人体感觉 1 09 8 9特好26 6 7可以 d 9 3 3特好1 52 0不明显 38 7 5很好1 4l没有效果 2 58 1 1好 1 共振极坏 为c = o 。此时，可将振动传递率表达式简化为： 振动传递率= ( 2 5 ) 在这种情况下：频率比小于l 时，振动被放大；频率比等于l 时，振动传递率最 人，出现共振；频率比继续增大，振动传递率就逐渐下降，当频率比达到2 时，振动 传递率等于1 ，表示振动的输出振幅回复到原始的强制振动的水平，随着频率比进一 频率比大于5 以上时，隔振效果的提高就不明显了。 根圭辑上述机理，悬置系统的自振频率应小于发动机：作转速范围内最小的强制振 动频率的1 2 ，此时的隔振效率为6 6 7 。若需进步提高隔振效率，就有一定的难度， j 二要有下面两方面的制约： 考虑到道路激振，悬置系统的自振频率不能太低，否则，汽车在不平道路上行驶 时，动力总成会产生过大的摆晃。 如果要降低悬置系统的自振频率，则必须采用刚度较低的悬置软垫，对于橡胶软 氆，则必须使用硬度较低的橡胶，这将产生下列不利影响：一、软垫刚度降低后，动 力总成的稳定性差，受外力后相对位移大，易导致动力总成上零部件与底盘上零部件 发卜干涉、碰撞；二、软垫的变形量大，在振动中产生大的阻尼功使橡胶发热，导致 软挑寿命降低：三、橡胶硬度降低后，其粘结强度将显著下降，悬置软垫易撕裂损坏。 23 4 其它零部件对隔振性能的影响 除了必须合理选择悬置软垫外，还必须重视悬置软垫底座的刚度。例如，与悬最 1 2 华中科技大学硕士学位论文 软颦连接的支架、车架和横粱等，其结构必须十分牢固，其刚度必须大于悬置软挚 的刚度f 倍以上，由它们产生的自振频率必须大于由软垫产生的自振频率的三倍，否 则，单独考虑悬罱软颦的隔振作用将不会达到目的，严晕时，还可能因底座刚度太差 而引起共振。因此，动力总成、车架、横梁、悬置底座和悬置软垫之间必须合理匹配。 结构产生的振动频率可以分成两种频率范畴：一是振动，其频率区是1 5 5 0 h z ； 另一种是噪声，其频率区是5 0 2 0 k h z 。振动和噪声有着密切的关系【3 7 】。 发动机、变速器和液压泵等都是产生振动和噪声的根源，柴油发动机尤甚。要隔 离噪声，首先必须切断从金属传递噪声的途径，橡胶是切断噪声的最好介质，其弹性 越好，隔离噪声的效果越好i 碍l 。此外，连接和支承附件的管路和支架对噪声的影响电 较大，所以管路和支架的连接处尽可能采用橡胶套或橡胶垫，这不仅可避免管路表面 的微动磨损，而且有利于降低噪声。 2 ，4 本章小结 本章阐述了汽车动力总成悬置系统的功能及设计原则，对汽车发动机的振动特性 及动力总成悬置系统的隔振机理进行了阐述和分析，确定了e q 3 2 4 2 g 车型发动机最低 内激f 扰扭转振动频率为3 7 5 h z 。 1 3 华中科技大学硕士学位论文 3e q 3 2 4 2 g 车型动力总成悬置系统基本参数的测量及计算 3 ，1 e q 3 2 4 2 g 车型所用动力总成的基本参数 ( 1 ) 发动机为东风康明斯发动机有限公司生产的c 2 4 01 0 六缸四冲程涡轮增压 中冷直列柴油发动机，其有关参数如下： 表3 1c 2 4 01 0 柴油发动机参数表 发动机额定功率 1 7 9 k w 2 4 0 0r p m 发动机最大扭矩8 8 0 n m 1 5 0 0r p m 发动机额定转速 2 4 0 0 r m i n 发动机怠速转速 7 5 0 t | m i n 发动机的发火次序 l 一5 3 6 2 4 发动机刚体后端面与飞轮壳结合面上规定的弯矩限值 1 3 5 6 n m 熏心距缸体前端面距离 4 2 7 m m 重心距曲轴中心线距离( 曲轴之上) 1 6 3 r a m 图3 1e q 3 2 4 2 g 车型的动力总成 ( 2 ) 离台器总成为苏州汽车配件厂生产的0 4 2 0 单片干式螺旋弹簧离合器总成。离 1 4 华中科技大学硕士学位论文 2 = = = = = = = = = = = = = = = = = 2 = = = = = = = = = = 2 e = 一：一 合器从动盘总成的实测质量为1 0 k ，离合器盖及压盘总成的实测质量为5 9 k g 。 ( 3 ) 变速器总成为杭州前进齿轮箱集团有限公司生产的h c 6 s 1 2 0 b 六档变速器 总成。变速器总成( 带离合器壳和取力器总成) 实测质量为3 3 0 始。 3 2 e 0 3 2 4 2 6 车型动力总成质量、质心位置的测定及计算 e q 3 2 4 2 g 车型动力总成质心位置的测定采用的是力矩平衡法，利用磅秤测量动力 总成处于水平状态时左、右前悬置点，变速器后端一点处的重力，通过平行台力定理， 计算出三点合力即为动力总成的总重；根据力矩平衡原理，计算出质心在水平面内的 相对位置。再将动力总成一端支起，使动力总成倾斜个角度，三个磅秤的读数将发 生变化，将变化的读数代入平衡方程，就可求出质心的高度值。 经测定e q 3 2 4 2 g 车型动力总成质量为1 1 7 5 k g ，其质心位置如下： 表3 2e q 3 2 4 2 g 车型动力总成质心位置实际测定结果 相对曲轴中心线所在水平面的距离( 向下)3 8 8 m m 相对发动机缸体前端面的距离( 向后)7 5 0 3 m m 相对备缸中心线所在水平面的距离( 从前向后看，相对各缸中心线偏右) 9 8 m m 用这种力矩平衡方法测量质心在水平x o y 面内的位置时，相对误差为1 左右， 绝对误差不大于2 3 m m ，但用来测量质心高度时误差却很大。 从上面的实测结果来看，动力总成的质量是通过三个磅秤测量的，其测量结果是 可信的，质心在水平x o y 面内的测量尺寸也是可信的，但是在高度方向上，相对曲轴 中心线所在水平面的距离( 向下) 3 8 8 m m ，这与实际情况出入较大，存在较大的测量 误差。为此，对该动力总成分别测量了离合器和变速器总成的质量和质心位置，通过 计算确定了动力总成在x o z 垂直平面内的位置坐标。其质心位置如下： 表3 3e q 3 2 4 2 g 车型动力总成质心位置测量计算结果 【相对曲轴中心线所在水平面的距离( 向上) 8 5 4 r a m f 相对发动机缸体前端面的距离( 向后) 7 4 8 8 r a m i f 相对各缸中心线所在水平面的距离( 从前向后看，相对各缸中心线偏右) 9 8 r a m 华中科技大学硕士学位论文 3 3e q 3 2 4 2 g 车型动力总成主惯性轴的位置确定 主惯性轴又称最小惯性轴，或称滚动轴。其含义是：一个物体作自由转动州，它 必然以最小惯性轴作为它的旋转( 或滚动) 轴线，因为该物体绕此轴线旋转时产生的 阻力矩最小。 主惯性轴必然通过动力总成的质心，如果分别求得发动机及变速器各自的质心位 置，则两个质心的连线也就是该动力总成的主惯性轴。据统计，对于典型的直列六缸 发动机而言，般主惯性轴与曲轴中心线的夹角大约在1 0 1 5 。之间。 在上节确定e q 3 2 4 2 g 车型动力总成质心位置时，已知发动机带离合器总成质心与 变速器总成的质心相列位置在x 轴的距离为9 2 0 m m ，在z 轴的距离为2 2 9 6 m m ，故两质 ，t l , 连线即为该动力总成的主惯性轴，其相对动力总成曲轴中心线的夹角z 为： 彩= 2 2 9 6 9 2 0 = o 2 3 3 8 丑= 1 3 1 6 。 3 4e q 3 2 4 2 g 车型动力总成转动惯量的测定及计算 3 4 1 动力总成转动惯量的测量和计算方法 在剥动力总成进行振动分析时，首先要测定惯量矩阵m 中的各个参数。 m = 一j l 。 一j 。： 一j 。 jy j 。 一j 。 一，。 j1 其中的参数，包括动力总成的质量m ，及动力总成绕