（机械电子工程专业论文）矿用自卸车动力总成悬置系统的分析与优化.pdf

矿用自卸车动力总成悬置系统的分析与优化 摘要 有效隔离汽车动力总成与车身的振动传递是汽车设计中的一个关键问题 匹配合理的动力总成悬置系统可以有效的衰减动力总成振动 提高车辆乘坐舒 适性 本文以某公司生产的矿用自卸车为研究对象 建立了该车的动力总成悬置 系统模型 并对其隔振性能进行了分析与优化 主要包括以下几个方面的工作 内容 1 总结了动力总成悬置系统的设计理论基础 包括 悬置系统功用 设计 原则 布置形式以及动力总成激励力分析与动力总成悬置系统的评估指标等 2 对建立动力总成悬置系统仿真模型所需要的参数 特别是悬置元件的动 静态性能进行了实验测量 3 分别在m a t l a b 与a d a m s 中建立了动力总成悬置系统的仿真模型 计算得到其固有特性与能量分布 并仿真得到动力总成质心处以及各悬置处的 振动响应 验证了所建模型的正确性 4 综合考虑动力总成悬置系统的固有频率分布 振动解耦以及振动传递率 等优化目标 对原动力总成悬置系统进行优化分析 使优化后的动力总成悬置 系统具有合理的固有特性以及良好的隔振性能 5 对样车的振动响应进行了实验测试 对比分析了优化前后动力总成悬置 系统的隔振性能 验证了优化设计的效果 关键词 矿用自卸车 动力总成悬置系统 仿真 优化设计 a n a l y s i sa n do p t i m i z a t i o no fm i n i n gd u m pt r u c k p o w e r t r a i nm o u n t i n gs y s t e m a b s t r a c t o n eo ft h ek e yp r o b l e m si nt h ed e s i g no fa u t o m o t i v ei sh o wt o i s o l a t et h e v i b r a t i o nt r a n s m i s s i o nb e t w e e nt h ep o w e r t r a i na n d b o d ye f f e c t i v e l y t h ep o w e r t r a i n m o u n t i n gs y s t e mr e a s o n a b l em a t c h e dc a ne f f e c t i v e l yr e d u c et h ev i b r a t i o no f p o w e r t r a i na n di m p r o v et h er i d i n gc o m f o r t a b l e n e s s i nt h i st h e s i s t h ep o w e r t r a i nm o u n t i n gs y s t e mm o d e li s e s t a b l i s h e db a s e do n t h em i n i n gd u m pt r u c ko fac o m p a n y t h e nt h ev i b r a t i o ni s o l a t i n gp e r f o r m a n c eo f t h 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 na n a l y z e da n do p t i m i z e d t h e f o l l o w i n g a s p e c t sa r ei n c l u d e d 1 t h eb a s i ct h e o r yo ft h ep o w e r t r a i n m o u n t i n gs y s t e mh a sb e e ns u m m a r i z e d i n c l u d i n g t h ef u n c t i o n d e s i g np r i n c i p l e a n dl a y o u tf o r mo ft h em o u n t i n g s y s t e m a sw e l la st h es t i m u l a t i o na n a l y s i so fp o w e r t r a i n a n dt h ee v a l u a t i o n i n d e xo f p o w e r t r a i nm o u n t i n gs y s t e m 2 t h ep a r a m e t e r sn e e d e df o r e s t a b l i s h i n gt h es i m u l a t i o nm o d e lo fd o w e r t r a i n m o u n t i n gs y s t e m e s p e c i a l l yt h ed y n a m i ca n ds t a t i cp e r f o r m a n c eo fm o u n t i n g s h a v eb e e nt e s t e da n dm e a s u r e d 3 b ye s t a b l i s h i n gt h es i m u l a t i o nm o d e lo fp o w e r t r a i n m o u n t i n gs v s t e m i n m a t l a ba n da d a m s t h ei n h e r e n tc h a r a c t e r i s t i c sa n de n e r g yd i s t r i b u t i o n h a v eb e e nc a l c u l a t e d a n dt h e nt h ev i b r a t i o nr e s p o n s eo f p o w e r t r a i nc e n t r o i da n d e v e r ym o u n t i n gh a sb e e ns i m u l a t e d 4 c o n s i d e r i n gt h en a t u r a lf r e q u e n c yd i s t r i b u t i o no fp o w e r t r a i nm o u n t i n gs v s t e m v i b r a t i o nd e c o u p l i n ga n dv i b r a t i o nt r a n s m i s s i o nr a t e t h e o r i g i n a lp o w e r t r a i n m o u n t i n gs y s t e mh a sb e e no p t i m i z e d s ot h a to p t i m i z e dp o w e r t r a i nm o u n t i n g s y s t e mw o u l dh a v ear e a s o n a b l ei n h e r e n tc h a r a c t e r i s t i c sa n dg o o di s o l a t i n g p e r f o r m a n c e 5 t h ev i b r a t i o no ft h e p r o t o t y p e h a sb e e n m e a s u r e d t h e nt h ei s o l a t i n g p e r f o r m a n c eo fp 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 nc o n t r a s t e db e t w e e n o r i g i n a la n do p t i m i z e do n e a n dt h ee f f e c to ft h eo p t i m i z i n gd e s i g nh a sb e e n v e r i 何e d k e yw o r d s m i n i n gd u m pt r u c k p o w e r t r a i nm o u n t i n g s y s t e m s i m u l a t i o n o p t i m i z a t i o n 致谢 光阴似箭 转眼间我的硕士学习阶段即将过去 在过去两年半的日子里 无论在学习 科研 还是牛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 舀4 先 感谢我尊敬的导师陈剑教授 衷心地感谢他在两年半的时间里一直 关心我和培养我 无论是在生活上还是在学习上都给了我很大的支持和鼓励 陈老师渊博的知识 严谨的治学态度 敏锐的学术思想 以及积极进取的科研 精神是我终牛学习的楷模 在此谨向我的导师致以衷心的感谢和崇高的敬意 感谢我的师兄李家柱 许闻清 江俊等以及我的同学马燕 杨剑 朱江森 郭艳茹 张学丘等在学习和牛活上给予我的帮助 同时也要感谢噪声振动工程 研究所的各位老师在我工作和学习上的鼓励和帮助 最后 感谢我的父母和家人 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 两年半时间在人牛旅程 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 助和关心过我的人们 v 作者 王歆侃 2 0 12 年4 月10 日 插图清单 悬置元件的特性曲线 7 平置式悬置系统 8 斜置式悬置系统 8 会聚式悬置系统 9 发动机输出扭矩特性图 1 0 悬置系统对发动机激励的隔离原理图 11 悬置系统对路面激励的隔离原理图 1 2 传递率特性曲线 1 2 加速度振级落差模型图 1 4 加速度振级落差曲线 1 5 悬吊法示意图 1 7 扭摆法示意图 1 8 悬置元件的迟滞回线示意图 1 9 动静刚度疲劳实验机 1 9 前悬置z 向的力与位移关系图 2 0 后悬置z 向的力与位移关系图 2 0 迟滞回线的示意图以及刚度与阻尼的关系图 2 0 悬置动态刚度测量原理图 2 0 前悬置轴向动刚度曲线 2 1 前悬置轴向损耗因子曲线 2 1 前悬置径向动刚度曲线 2 2 前悬置径向损耗因子曲线 2 2 后悬置轴向动刚度曲线 2 2 后悬置轴向损耗因子曲线 2 2 后悬置径向动刚度曲线 2 2 后悬置径向损耗因子曲线 2 2 发动机总成悬置系统的动力学模型 2 3 a d a m s 动力总成悬置系统模型 2 6 第一阶振型图 y 方向平动 2 7 第二阶振型图 x 方向平动 2 7 第三阶振型图 z 向平动 2 7 第四阶振型图 绕z 向转动 2 7 第五阶振型图 绕y 方向转动 2 8 第六阶振型图 绕x 方向转动 2 8 v 川心粥抖撕撕拼瑚抛 弛粥 瑚如 川m 川 量 化们 描怕 锚 图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图图酊 图4 9 图4 一l0 图4 一l1 图4 12 图4 13 图4 1 4 图4 15 图4 16 图4 17 图4 18 图4 19 图4 2 0 图4 2 1 图4 2 2 图4 2 3 图4 2 4 图4 2 5 图4 2 6 图4 2 7 图4 2 8 图4 2 9 图4 3 0 图4 31 图4 3 2 图4 3 3 图4 3 4 怠速 n 8 0 0 r m i n 时发动机总成质心z 向的加速度响应 3 0 怠速 n 8 0 0 r m i n 时发动机总成质心绕x 轴的角加速度响应3 0 怠速 n 8 0 0 r m i n 时发动机总成芹前悬置z 向的支承响应 3 1 怠速 n 8 0 0 r m i n 发动机总成左前悬置z 向的加速度响应 3 1 怠速 n 8 0 0 r m i n 时发动机总成右前悬置z 向的支承响应 3 1 怠速 n 8 0 0 r m i n 发动机总成右前悬置z 向的加速度响应 3 2 怠速 n 8 0 0 r m i n 时发动机总成左后悬置z 向的支承响应 3 2 怠速 n 8 0 0 r m i n 发动机总成左后悬置z 向的加速度响应 3 2 怠速 n 8 0 0 r m i n 时发动机总成右后悬置z 向的支承响应 3 3 怠速 n 8 0 0 r m i n 发动机总成右后悬置z 向的加速度响应 3 3 最大扭矩 n l5 0 0 r m i n 时发动机总成质心绕x 轴的角加速度响 应 3 4 最大扭矩 n l5 0 0 r m i n 时发动机总成左前悬置z 向的加速度响 应 3 4 最大扭矩 n l5 0 0 r m i n 时发动机总成右前悬置z 向的加速度响 应 3 4 最大扭矩 n l5 0 0 r m i n 时发动机总成左后悬置z 向的加速度响 应 3 5 最大扭矩 n l5 0 0 r m i n 时发动机总成右后悬置z 向的加速度响 应 3 5 额定转速 n 2 1 0 0 r m i n 时发动机总成质心绕x 轴向的角加速度 响应 3 5 额定转速 n 2 1 0 0 r m i n 时发动机总成左前悬置z 向的加速度响 应 3 6 额定转速 n 2 1 0 0 r m i n 时发动机总成右前悬置z 向的加速度响 应 3 6 额定转速 n 21o o r m i n 时发动机总成左后悬置z 向的加速度响 应 3 6 额定转速 n 210 0 r m i n 时发动机总成右后悬置z 向的加速度响 应 3 7 发动机总成绕x 轴角加速度的幅频特性曲线图 3 8 各悬置的支承响应频谱特性曲线图 3 8 现场测试设备 3 9 前悬置上下测点布置 4 0 后悬置上下测点布置 4 0 怠速工况下左前悬置发动机侧z 向的加速度时域信号 4 0 v 图4 3 5 图4 3 6 图4 37 图4 3 8 图4 3 9 图4 4 0 图4 4 1 图4 4 2 图4 4 3 图4 4 4 图4 4 5 图4 4 6 图5 1 图5 2 图5 3 图5 4 图5 5 图5 6 图5 7 图5 8 图5 9 图5 10 图5 1 1 图5 12 图5 13 图5 14 图5 15 图5 16 图5 17 怠速工况下芹前悬置发动机侧z 向的加速度功率谱密度曲线 4 1 怠速工况下右前悬置发动机侧zi 旬的加速度时域信号 4 1 怠速工况卜 右前悬置发动机侧zf 甸的加速度功率谱密度曲线 4 1 怠速工况下芹后悬置发动机侧z 向的加速度时域信号 4 1 怠速工况下左后悬置发动机侧z 向的加速度功率谱密度曲线 4 2 怠速工况下右后悬置发动机侧z 向的加速度时域信号 4 2 怠速工况下右后悬置发动机侧z 向的加速度功率谱密度曲线 4 2 左前悬置点振动加速度 4 4 右前悬置点振动加速度 4 4 左后悬置点振动加速度 4 4 右后悬置点振动加速度 4 4 发动机各转速下各悬置的加速度传递率曲线 4 4 优化前悬置系统绕x 方向振型 4 9 优化后悬置系统绕x 方向振型 4 9 优化前悬置支承反力响应曲线 5 0 优化后悬置支承反力响应曲线 5 0 优化后动力总成绕x 轴的角加速度响应曲线 5 0 动力总成绕x 轴的角加速度响应曲线 实线为优化前 虚线为优 化后 5 1 左前悬置支反力响应曲线 实线为优化前 虚线为优化后 51 右前悬置支反力响应曲线 实线为优化前 虚线为优化后 5 2 左后悬置支反力响应曲线 实线为优化前 虚线为优化后 5 右后悬置支反力响应曲线 实线为优化前 虚线为优化后 5 动力总成悬置系统侧倾方向的振动传递率 5 3 侧倾方向解耦度分布 5 4 垂直方向解耦度分布 5 4 优化前后左前悬置传递率 5 5 优化前后右前悬置传递率 5 5 优化前后左后悬置传递率 5 5 优化前后右后悬置传递率 5 5 x 表3 1 表4 一l 表4 2 表4 3 表4 4 表4 5 表4 6 表4 7 表4 8 表5 1 表5 2 表5 3 表5 4 表格清单 动力总成的惯性参数 单位 k g m 2 18 悬置的位置坐标 单位 m m 参考坐标系为发动机总成质心坐标 系 2 5 悬置的刚度值 单位 n m m 2 5 动力总成悬置系统的固有频率与能量分布 m a t l a b 2 6 动力总成悬置系统的振动频率与能量分布 a d a m s 2 7 m a t l a b 和a d a m s 模型的频率比较 2 8 m a t l a b 和a d a m s 模型的能量分布比较 2 8 不同工况下的侧倾力矩及频率大小 2 9 不同转速下动力总成各测点振动加速度均方根值 4 3 优化前后前悬置刚度值 单位 n m m 4 8 优化后悬置系统的固有频率及主振型 4 8 优化后悬置系统能量的分布 4 9 多种转速下动力总成各测点加速度均方根值 5 4 第一章绪论 1 1 课题的来源以及研究意义 本课题丰要来源于某工程机械公司的矿用白卸车减振降噪项目 矿用自卸车是指露天矿山为完成矿石运输而使用的一种非公路用重型自卸 车 一般载重吨位超过2 0 t 由于其机动灵i 舌 爬坡能力强以及其转弯半径小 等特点 在开采地形复杂 分散的各类矿山中得到广泛应用 与普通的汽车一样 乘坐舒适性是矿用自卸车的一项重要性能评价指标 作为连接发动机总成与车身的悬置系统 其隔振性能的好坏直接影响到整车的 振动响应 为了更好的衰减动力总成向车身的振动传递 以及路面激励对动力 总成的振动响应 降低车内的噪声 需要合理的分析优化其动力总成悬置系统 本文主要针对某工程机械公司的某款矿用自卸车的动力总成悬置系统进行 分析与优化 根据理论模型的仿真分析以及实车实验的分析计算 改进该矿用 自卸车的动力总成悬置系统 使其达到较好的隔振效果 以提高整车的乘坐舒 适性 1 2 国内外研究的发展状况 在汽车的发展过程中 动力总成悬置系统的发展经过了由无到有的形式上 的发展 由简单到复杂的结构上的发展 以及由被动控制向半丰动与丰动控制 的发展 国外对动力总成悬置系统的实验研究较早 在长期的研究发展过程中 形成了一套比较完善的实验经验与理论设计 国内外的专家学者对动力总成悬置系统这一方面的研究主要从二十世纪二 十年代开始 各种计算机软件的出现为这一领域的发展研究提供了更加快捷的 技术手段 各种研究方法不断出现 主要可以从以下几个方面进行分析研究 2 1 动力总成悬置元件的研究 使单个元件的隔振性能达到理想状态 2 动 力总成悬置系统的设计研究 使其各固有特性符合系统的隔振原理要求 3 在整车系统中 考虑动力总成悬置系统对整车的噪声与振动的影响 1 2 1 悬置元件的发展研究 汽车发展的早期 发动机动力总成与汽车车架的连接属于刚性连接 路面 激励与动力总成的振动激励直接传递 汽车的乘坐舒适性受到严重影响 同时 汽车的各零部件由于振动容易受到损坏 到了二十世纪的二十年代 发动机动力总成与车身的振动传递通过对橡胶 的隔振性能的利用得到降低 3j 橡胶是一种高分子弹性化合物 其空间各向弹 性刚度可自由匹配 有利于承受多方向的载荷冲击 其具有良好的阻尼特性 相对滞后值可以较高 因而同时具有阻尼器与弹簧的功能 同时 橡胶还可以 进行硫化 与各种骨架相结合制成不同形状的橡胶悬置 因而在汽车上可以方 1 便的通过橡胶悬置来连接动力总成与车身 从而达到隔振的效果 因为橡胶 悬 置元件的使用维护容易 制造工艺简单 性能可靠实用 在各式汽车上仍f 泛 被使用 随着对汽车舒适性越来越高的要求 同时橡胶悬置元件因为其阻尼滞后角 与刚度值随频率的线性变化关系的局限性 在动力总成多工况频率范围的减振 效果不好 不能很好的满足汽车动力总成的隔振性能要求 因而需要发展研究 新的动力总成隔振元件 考虑到发动机动力总成的工作频率范围很宽 因而在不同的发动机工况下 需要隔振元件表现出不同的动态性能 例如在发动机怠速工况下 需要悬置元 件具有较大的动刚度以及较大的阻尼特性来衰减发动机动力总成的大幅度低频 振动 而在发动机高转速时 需要悬置元件具有较小的阻尼以及较小的动刚度 值的特性 从而衰减低幅度的高频振动 4 5 6 7 一般的橡胶悬置元件达不到上 述的理想频变特性 不能满足理想隔振效果 而二十世纪七十年代研究发展出 来的一种液压阻尼式橡胶悬置 也可称为液压悬置 其具有频变阻尼以及频变 刚度的特性 也就是具有较好的频变特性 可以满足上述的要求 其实早在19 6 2 年 美国通用公司就提出了一种液压悬置元件 而且申请了 其专利 j 而到了二十世纪七十年代末 大众汽车公司第一次在其五缸发动机 上运用了液压悬置元件 这也意味着动力总成液压悬置在汽车动力总成上实际 运用的开始 因为液压悬置元件的应用明显可以提高汽车的乘车舒适性 因而 各大汽车公司相继研究发展了各种结构形状的液压悬置元件 最初制造的液压 悬置由于其结构功能的限制 在动力总成的高频率工况下对动力总成的振动衰 减效果不好 动态性能与橡胶悬置基本一样 而只是在动力总成较低频工况下 才能有较理想的隔振效果 为了进一步改进液压悬置元件的幅频特性 使其在发动机动力总成宽频带 内都具有较好的振动衰减效果 液压悬置元件已经经过了三代的发展 由刚开 始的惯性通道式液压悬置 然后改进为惯性通道一一解耦膜式液压悬置 最后 发展到了惯性通道一一解耦膜一一节流盘式液压悬置 9 随着对动力总成悬置系统隔振性能要求的进一步提升 动力总成悬置元件 的进一步发展 二十世纪八十年代后期 开始相继出现了通过控制节流通道或 者控制液柱共振的半主动控制以及主动控制液压悬置元件 例如19 8 3 年 日本m i t s u b i s h i 汽车公司应用了电控截流孔开度的液压悬置 在其高级轿车上 达到了较理想的隔振效果 1 1 9 8 7 年 控制气体弹簧气压来 调整动态特性的液压悬置元件在美围a v o n 公司开发研制成功 这意味着悬 置元件的发展方向已经由被动式悬置元件向半丰动控制以及主动控制方向发 展 国内的动力总成悬置的研究从二十世纪九十年代开始 先后对轻型客车 2 围产轿车 重型货车等动力总成悬置系统进行了分析研究 并对多种形式的动 力总成悬置系统进行了发展创新 1 2 2 动力总成悬置系统动态特性的发展研究 对单个悬置元件的分析研究只是动力总成悬置系统研究的最基本的问题 最终的分析研究目标是根据整个发动机动力总成悬置系统的动态特性的确定 开发出理想的悬置隔振系统 使其具有较好的减振降噪效果 针对最初的单自 由度悬置系统振动模型无法进行动力总成悬置系统各阶模态的解耦分析 c k h d h a r a n 与d w w i n d s t e i n 在二十世纪七十年代提出了动力总成悬置系统 的六自由度振动微分方程 i2 j m f x k f x f 1 1 继而对上述的振动微分方程进行计算 得到发动机动力总成悬置系统的六自由 度固有特性 h a r i s o n 与a n o n 等人在二十世纪五十年代针对动力总成悬置系统的各自由 度振动耦合问题 提出了利用撞击中心理论来解决 l3 l 引 t h o m p s o n 以及z i b e l l o 等人在七十年代初期 应用正交设计的方法 对动 力总成悬置系统进行了分析研究 得到了较为合理的悬置阻尼与刚度值 到七十年代末期 j o h n s o n 首次根据优化理论对发动机总成悬置系统进行 了优化设计 该优化方法以实现悬置系统的各自由度振动解耦以及合理配置悬 置系统的固有频率为优化目标 可以使得到的悬置系统隔振效果更加理想 随后 针对发动机总成悬置系统的悬置特性与悬置点位置的分析优化 d e m i c 提出了以各悬置支承点的动反力与反力力矩为优化目标函数 这种优化 方法更多的考虑系统的振动响应 对橡胶悬置系统与液压悬置系统均适用 1 6 r a j e n d r a 以及t a e s e o k 对发动机总成悬置系统的解耦优化通过动力总成的 悬置元件合理布置来实现 充分考虑悬置元件布置的位置与安装角度的合理性 为使动力总成悬置系统的各自由度振动解耦 尽量将悬置系统的弹性中心确定 在发动机总成悬置系统的主惯性轴或者质一t l 上 1 7 对动力总成悬置系统的研究在国内较晚开始 清华大学与第二汽车公司在 二十世纪八十年代初开始对动力总成悬置系统进行研究 建立了发动机总成悬 置系统的六自由度分析模型 上官文斌等人建立了扭矩轴坐标系优化分析模型 目标函数为发动机总成 悬置系统的固有频率 约束条件充分考虑撞击中心理论 悬置系统振动解耦以 及系统的一阶弯曲模态节点 得到了较好的优化效果 1 8 以提高发动机总成悬置系统各自由度的振动解耦为优化目标 徐石安提出 了运用能量解耦方法对发动机总成悬置系统进行分析优化 19 1 根据优化目标 合理的配置悬置元件的安装位置与角度 以及考虑悬置元件刚度 分析优化使 动力总成悬置系统有较好的隔振性能 1 2 3 动力总成悬置系统对整车性能的影响研究 对动力总成悬置系统的研究 最终的目的是为了能够很好的隔离动力总成 与车身的振动传递 改进整车系统的n v h 性能 提高汽车的乘坐舒适性 因 而在对悬置元件以及悬置系统动态性能的分析研究之后 需要在整车系统的动 力学模型中分析研究动力总成的悬置系统 与一般的动力总成悬置系统的分析设计原理不同 j o h nb r e t t 提出了最小响 应分析设计方法 与传统的将优化目标设定为动力总成刚体模态的合理配置的 设计方法不同的是 最小响应设计法的设计目标为车身的振动响应最小 王志新 程序等人以整车的振动为研究对象 运用模态综合理论 建立了 多自由度的整车分析模型 为得到汽车座椅的振动响应 以路面不平的激励为 实际输入 同时考虑各子系统的合理配置 确定设计目标为座椅的振动加速度 响应最小 从而合理的匹配发动机总成悬置系统的各参数 2 黄席樾与樊兴华等人根据整车的人机系统的分析背景 综合考虑动力总成 悬置系统的各自由度能量解耦以及垂直方向上座椅的振动加速度均方根值最小 为多目标的分析设计模型 改进动力总成悬置系统的隔振性能拉 1 3 本文的工作重点 作为汽车振动系统的一个重要子系统 发动机总成悬置系统的隔振性能对 汽车的n v h 性能有很大的影响 本文所研究的内容来自于国内某工程机械公 司的矿用自卸车减振降噪项目 在前面叙述的汽车行业动力总成悬置系统的发 展研究的背景下 对该矿用自卸车的动力总成悬置系统进行了分析与优化 本 文的主要工作重点如下 1 对该车型的动力总成悬置系统建模参数 特别是悬置元件的动静态性能 进行了实验测试分析 为后面的动力总成悬置系统仿真分析模型的建立打下基 础 2 根据动力总成悬置系统的力学模型与数学模型 分别在m a t l a b 与 a d a m s 软件中建立动力总成悬置系统仿真分析模型 得到该悬置系统的固有 特性与各自由度的能量分布情况 3 对动力总成悬置系统进行动力学仿真分析 验证所建模型的准确性 并 得到各种振动响应曲线 4 对实车进行动力总成隔振性能实验 得到各悬置处的加速度响应曲线以 及各悬置的振动传递率 5 对分析优化后的动力总成悬置系统进行固有频率 能量分布计算 并仿 真得到振动响应曲线 确定改进优化效果 6 对改进试制样车进行动力总成悬置系统隔振实验 验证优化后的发动机 总成悬置系统的隔振性能 5 第二章动力总成悬置系统的设计理论基础 动力总成的悬置系统是指发动机动力总成与车架或者车身相连接的弹性隔 振系统 包括三或四个悬置元件 对动力总成的悬置系统进行合理的设计 可 以有效的降低动力总成激励产牛的 通过车架传递到汽车各个部分的振动 同 时也可以缓解汽车由于地面不平受到的振动与冲击 从而降低整车的振动与噪 声 提高乘车舒适性 因此动力总成悬置系统要求具有较好的固有特性及隔振 性能 从而可以有效隔离动力总成激励引起的整车的振动与噪声 2 1 动力总成悬置系统的设计原则 作为连接动力总成与车架或车身的弹性连接系统 动力总成悬置系统的功 用和设计原则大致如下 2 2 j 1 支承作t 辟j 发动机悬置首先是一个支承元件 悬置必须能够承受动力总 成的总重量 同时受力产生的静位移必须在车内空间以及发动机工作允许的范 围之内 2 限位作用 在各种工况 包括加速 制动或其它动载荷等 的作用下 悬置应该能够克服或平衡产生的惯性力及动反力 从而控制动力总成的相对运 动及位移 使其不至于因较大位移与其它零部件碰撞而影响汽车的正常工作 3 双向隔振作用 悬置元件一部分要隔离由发动机产生的激励力向车架及 车身传递 同时 悬置元件还需要隔离路面不平产生的激励力与冲击向发动机 的传递 考虑到动力总成既是一个需要隔振保护的元件 同时又是一个激振源 因 此对于隔离发动机总成与车架或车身间双向振动的悬置系统有很高的要求 一 个性能理想的悬置系统需要满足以下要求 1 为能支承动力总成的重量 悬置元件应具有较高的静态刚度 2 为隔离怠速工况时汽车产牛的低频颤动和路面不平产生的发动机的低频 振动 同时隔离汽车在启动 制动及加速 减速时因输出扭矩变化产生的大幅 度振动 悬置元件在低频 1 5 0 h z 时 应具有较大阻尼和较高刚度的特性 3 为降低系统振动传递率 提升动力总成悬置系统的隔振性能 悬置元件 在高频 大于5 0 h z 时 应具有较小阻尼和较小动刚度的特性 为了能够满足以上的设计要求 发动机悬置元件应该具有以下的理想动态 特性 2 3 1 刚度频变性能 需要满足在低频时有较大动刚度 同时在高频率时有较 小的动刚度的要求 如图2 1 a 所示 2 刚度幅变性能 需要满足在小振幅振动时有较小动刚度 同时在大振幅 振动时有较大动刚度的要求 如图2 一l b 所示 另外 悬置元件的静刚度随 着载荷的变化 不能发牛突变 变形要平滑 如图2 1 c 所示 3 阻尼频变性能 阻尼视频率的不同而变化 在低频率时 具有大阻尼 高频率时 具有小阻尼 如图2 1 d 所示 4 阻尼幅变性能 阻尼根据振动的幅值不同而变化 在大振动幅值时 具 有大阻尼 小振动幅值时 具有小阻尼 如图2 1 e 所示 5 为隔离怠速工况下的振动 悬置元件在2 0 3 0 h z 左右需满足较低动刚度 的要求 撷书 a 刚度一频率曲线 动 剐 度 位移幅值 b 刚度一位移曲线 阻 屁 c 载荷一变形曲线 频率位移幅俊 d 阻尼一频率曲线 e 阻尼一位移曲线 理想的悬置元件特性 传统的橡胶悬置元件特性 图2 1 悬置元件的特性曲线 2 2 动力总成悬置元件的布置形式 不同的汽车 发动机总成的性能参数和布置空间形式有较大差别 因而发 动机悬置系统的布置允许条件存在很大差别 为使系统刚度矩阵有较好的解耦 度 悬置系统得到较好的隔振效果 在实际应用中 一般按一定的规律布置悬 置元件 按照悬置元件的三个方向刚度轴线与相对坐标系之间的位置关系 悬 置元件的布置形式可以有以下几种方式 2 4 1 1 平置式 这是一种传统的 普遍的布置形式 在该布置形式中 各个悬 置元件的三个彼此垂直的刚度轴线分别和相互对应的参考坐标系平行 如图2 2 所示 位于动力总成质心的坐标系 其各坐标轴线平行于各悬置元件的各向刚 度轴线 因此在某一轴线方向产生的线位移 在另两个刚度轴线上不会引起弹 性作用力 同理 绕其中某一轴线转动产生的角位移在和此轴平行的刚度轴线 上也不会引起弹性作用力 图2 2 半置式悬置系统 2 斜置式 这种布置方式目前在动力总成中应用的最为广泛 因为根据动 力总成对横向稳定性的较高要求 以及降低平摇的固有频率的要求 这种布置 方式既具有较大的横向刚度 同时又有较高的平摇柔度 在该布置形式中 各 个悬置元件的其中某一刚度轴与相对坐标系平行 其余两个刚度轴线和相对坐 标系轴线形成某一夹角 如图2 3 所示 弹性 f l 心 z 一卜 一 r j 照 0 2 一7 久 一 一jb 一b 一 图2 3 斜置式悬置系统 一般在斜置式布置中 悬置元件相对对称的布置在发动机总成的垂向纵剖 面两侧 每对悬置之间的相对位置与夹角可以不同 因此 为达到横向振动与 平摇振动的相互解耦 可以对布置位置 斜置角度和悬置元件不同方向的刚度 比进行适当匹配 按斜置式布置的系统的弹性中心一般比较低 悬置系统的弹性中心可以通 过悬置位置 角度等的调整 靠近甚至落在发动机丰惯性轴上 假设悬置的刚 度值在两个剪切方向上近似相等 则有如下公式 2 5 垂向刚度值 k 2 k cs i n 20 k sc o s 2 臼 2 1 侧向刚度值 k 2 恕c o s 20 颤s i n 2 目 2 2 面蔬2 b 面 k c k 扭转刚度值 0 一a a r c t a n t a n 0 2 3 a b 式中 k o 为悬置垂向刚度值和侧向刚度值之比 k o k c k s a 为弹性中心的高 度值 b 为悬置支点间一半的水平距离值 0 为悬置的安装倾斜角度 a 为弹性 8 中心点与支点连线的仰角值 3 会聚式 这种布置方式将所有悬置元件的刚度轴线相交会聚在同一点 如图2 4 所示 它不仪具有较好的稳定性 而且可利用倾角和布置牮标位置的 关系 来得到6 种完全相对独立的振动模态 但由于通常汽车发动机总成的纵 向激励较少 斜置式足够满足隔振的要求 并且受空间的诸多5 艮制 这种布置 形式应用起来不方便 因而使用并不普遍 前悬置后悬置 图2 4 会聚式悬置系统 根据汽车动力总成的类型 前后悬置元件受力分配以及激励力分布情况 动力总成的悬置系统在布置时一般采用三点或者四点支承方式 其中 发动机 风扇一端布置两个 同时 发动机飞轮端面布置一到两个 2 3 发动机总成的激振力分析 由于发动机的功率输出依靠曲柄连杆把活塞往复运动改变为曲轴回转运动 而进行的 因而其动力存在不平衡 同时其结构复杂 存在各种惯性力 气体 力等作用力 从而造成汽车的发动机产牛多方面 各种形式的振动 振动的强 弱程度根据阶次不同 作用方向不同而各不相同 情况比较复杂 一般而言 振动由动力总成的平衡特性来决定 也就是和发动机的缸数 形式 转速 发 火的次序以及曲柄的排列形式等相关 对发动机而言 影响最大的是前面的三 个振源 一般在低速 如怠速 下因为不平衡的扭矩作用的振动比较大 而转 速较高时不平衡惯性力带来的振动相对来说大些 总的来看 引起发动机总成振动的丰要原因大致有 o j 以发动机的不平衡回转运动的质量所引起的离心力和离心力矩 均为一 次 以及往复运动的质量所引起的惯性力和惯性力矩 一次 两次 b 不平衡的反作用力扭矩 次数为汽缸数的二分之一及其整数倍 如六缸 为3 6 等次 c 因机身 或曲柄箱 的刚度不足引起的内力矩输出的弯曲振动 d 发动机的爆发压力不均匀或者个别气缸不发火 p 汽车在制动或加减速等瞬时工况下产生的惯性力带来的振动 厂因不平路面的随机激励带来的随机振动 其一般为低频率的随机振动 2 5 h z 以下 2 7 相对直列四缸的发动机而言 其卡要的激励力为低速工况下的二阶扭矩力 振动以及高速工况下的二阶惯性力振动 表达式如下 2 8 f f 0 f e m y m 一丝 2 4 苴审 f s i n 矽木4 m r 2 c o c o s 2 c o t f 一 c o s6 p 木4 m r 2 c o 二c o s 2 0 t m m e o 1 1 3 s i n 2 c o t 2 5 m f 一木a m 二 f 术爿 式中 m 为往复运动的部分以及气缸的活塞质量 够为发动机的安装倾角 是曲柄的半径 旯为曲柄半径和连杆长度的比值 c o 2 t e n 6 0 为曲柄转动的角 速度 m e 是根据实验测试得到的发动机的输出扭矩的平均值 彳是2 3 缸的 中心线到发动机总成质心的纵向长度 6 缸发动机的平衡稳定性相对4 缸的要好得多 因为6 缸曲柄的排列次序 能够使每个气缸分别产生的往复惯性力相互抵消 因而往复的惯性力不会产牛 对6 缸发动机的激励 6 缸发动机所受的主要激励为三阶的扭矩振动 作用在 发动机的侧倾方向 表达式如下 2 9 m m e o 1 0 8s i n 3 m t 2 6 式中 m e 是发动机的输出扭矩的平均值 本文研究的q s k 1 9 发动机为直列六缸发动机 其输出扭矩曲线如图2 5 所示 姗 五 垂懈 黝1 猢1 枷 戏1 的o 湖绷 f n o r 嘈s 口c e d 舟嘲 图2 5 发动机输山扭矩特性图 瑚 e 2 s 圭 善 0 口 矗 由于6 缸发动机和4 缸相比 不受往复的惯性力及由此引起的惯性力矩的 影响 因而其振动的影响要比4 缸发动机对整车的影响小得多 2 4 动力总成悬置隔振性能的评估指标 隔振是为了减少振动的传递 为了对动力总成的悬置隔振效果进行合理的 评估 以悬置的单自由度隔振为研究对象 根据隔振理论 以绝对传递率对单 自由度隔振的效果进行表征 1 0 2 4 1 放大因子和力传递率 绝对传递率 3 0 将动力总成悬置系统简化成单自由度的振动系统 发动机总成可以看成一 个刚体 通过一个看成弹性阻尼元件的悬置与车架连接 白 先讨论动力总成到车架的振动传递情况 如图2 6 所示 假设车身固定 x f b 图2 6 悬置系统对发动机激励的隔离原理图 悬置系统的微分方程为 碱 敏 l c f 假设发动机垂直方向激励力为 f f e 式中 为激励力幅值 为谐振频率 设发动机的响应比激励力滞后角够 可得位移响应 石 x e 妒1 x e i e 泐 x o e 7 其中 是响应幅值 根据式2 6 2 7 2 8 得到 f x o 尼一国2 m i m c 1 一y2 i 2 亭y 二 生 2 6 2 7 2 8 2 9 其中 y 是频率比 7 一c o 孝是阻尼比 孝 c 巳 其中的 是临界粘性阻尼系 q 数 c 是粘性阻尼系数 传递到支承的力以由阻尼力和弹簧力组成 其幅值为 圪 k i c m x o 1 i 2 善y a 0 2 10 c 传递到支承的力与激励的幅值比的绝对值称为力传递率 也就是绝对传递 率 其值为 丁 吲 f l 1 f 2 善y 1 2 钐 2 l 1 2 2 i 2 告y lv 1 2 2 2 髟 2 2 一1 1 x b 图2 7 悬置系统对路向激励的隔禹原理幽 如图2 7 所示 设路面不平的激励使车架产生位移 f 发动机位移x f 得到弹簧力k x x b 阻尼力c i 一 r b 则发动机总成的运动方程为 卵凳 c 莺 k x 幻f 6 c 毛 2 12 令 x b e 拟 k x b c 毛 k i o a c x b e 油 f e i 相当于前面的激励力 将式 2 1 2 简化为 k 一 2 m i o g c x k i c o c x b 2 1 3 位移响应的幅值与激励幅值的比值为放大因子 其值为 妄 丽 k i o a c 2 1 4 由式2 11 和2 1 4 可知 绝对传递率和放大因子的表达式相同 都可称为 传递率方程 由式2 11 或2 1 4 可知 不同的频率比和阻尼比可以得到不同的传递率 如图2 8 所示 弋 3 0 2 0 1 0 0 慈 i 1 0 压 2 03 04 0 7 5 0 剀2 8 传递率特性曲线 从图2 8 的曲线中可以看出 3 1 1 当激励频率较低 0 o 6 时 振动只是稍微增大一点 系统振动丰 要是弹性元件作用的结果 因此 这一频率范围又可称为 刚度区 或者 准 静态区 2 当激励力的频率较高 y 1 时 系统振动是惯性力作用的结果 因此 被称为 惯性区 或者 减振区 在该区域里 随着频率比的增大 传递率趋 近于0 隔振效果越理想 但是一般在匹配动力总成悬置系统时 将频率比控 制在一定的程度内 取y 2 5 5 同时 在减振区内 阻尼对隔振效果来说是 反作用 阻尼增大 传递率降低 3 当激励频率与固有频率相接近 即在y 1 附近时 惯性元件和弹性元 件作用力相平衡 系统振动由阻尼元件控制 因此被称为 阻尼区 对于该区 域来说 系统会产生共振 但增大阻尼可以对振动起到很好的抑制效果 橡胶 悬置元件的阻尼比一般在o 0 2 0 15 左右 而液压悬置的阻尼比相对较大 可以 很好的防止冲击 2 4 2 基于四端参数方法的加速度振级落差 力传递率 即绝对传递率作为较早的隔振效果的评价指标 定义为支承响 应作用力与激励力的比值 力传递率丁 茎梨 2 1 5 激励7 丁 转化为分贝表达式 三列 一2 g 三至 襄器 2 1 6 式2 16 的形式比较简单 但是由于力传感器测量的限制 在实际应用中 测量所需数据有很大的困难 为了隔振效果的实际测量方便 引入振级落差来 进行评价 隔振系统的振级落差被定义为被隔离体的振动响应的有效值和相应的支承 的振动响应的有效值相比值的常用对数的2 0 倍 即 ld 20109lo 2 1 7 振动的传递可以看成是能量的传递 可以通过速度体现传递的能量大小 可是在测量中通常使用的是加速度传感器 要通过积分得到速度容易带来误差 而且高频的振动情况可以由加速度反应出来 因此 隔振元件的隔振性能由加 速度振级落差来表示 1 3 f 1a l 枝础机等效 质疑m z 置 k c z u j a m z 纠m f 2 18 口 兰 兰兰 三7 2 1 9 骱比 i 2 蹦魄髟 胁 学冰 旷笔心 2 参 鼻2 半哪狮 2 2 2 4 铲2 吨引a 2 0 1 9 l 警l 2 0 l g 一鬻l l o l g 1 器nc 盎 引 2 3 圳 g i 鲤巡絮案c o 窘o 咝i i k 二 二 删g l 鼍警l 令振动系统的固有频率镰 告 衰减系数 7 面c 阻尼比孝 丢 频率 比旯 旦 质量比m 丝 则式2 2 3 可以改写成为 o m l d 1 0 l g f l 2 2 4 由式2 2 4 可知 质量比 频率比以及阻尼比都对加速度的振级落差有影响 根据式2 2 4 绘制得到加速度的振级落差随着质量比m 阻尼比考以及频率比a 的 变化曲线 如图2 10 所示 根据曲线可以得到 随着质量比的增大 激励频率 的增大 悬置元件的隔振效果越明显 而只有在频率比大于某一值时 才能有 减小传递率的效果 另外 在频率较高的区域 隔振效果随着阻尼比的减小越 理想 图2 1 0 加速度振级落差曲线 基于四端参数的加速度振级落差相对经典的隔振理论来说 可以避免隔振 元件的驻波效应以及支承的柔性影响 但是值得注意是对哪段频率区域的隔振 效果的评价 在共振区附近 该方法得到的结论是与隔振理论相违背的 2 4 3 动力总成悬置系统的振动传递率 前面两节的隔振评价指标是相对于单个悬置元件来说的 而对于动力总成 15 悬置系统而言 系统的振动传递率是系统各悬置处动反力的一个评价指标 能 直观合理的反应整个系统的隔振情况 对于6 自由度的动力总成悬置系统来说 其所受激励力丰要的作用方f 旬为侧倾方向以及垂直方l 甸 其中 侧倾o 方向