直列六缸柴油发动机悬置系统匹配策略.pdf

Test and Research 工程机械 第41卷2010年3月 试 验 研 究 直列六缸柴油发动机悬置系统匹配策略 摘要 动力总成悬置系统性能的好坏是影响车辆乘坐舒适性和零部件耐久性的重要因素 柴油发 动机工作时产生两个主要振源 一个是由发动机内部运动件回转产生 另一个是由柴油机气缸内点燃力 产生 由于运动件回转振动直列六缸发动机可以被平衡 所以悬置系统匹配设计主要考虑点燃力 正是由 于此力引起动力总成的侧倾 介绍悬置系统的功用 详细探讨一种悬置系统匹配的新方法 利用悬置系统 的合理布置以及类型的选择达到侧倾方向和垂直方向运动的解耦 以侧倾方向的振动传递率为悬置系统 的评价指标 以动力总成的自由运动空间为约束条件 匹配出隔振性能良好且寿命长久的悬置系统 关键词 柴油机 悬置系统 隔振 匹配 黄心顺 李丽 徐州重型机械有限公司 作者简介 黄心顺 1978 硕士 研究方向 车辆工程 直列六缸柴油发动机 结构简单 成本低廉 在 重型汽车 专用汽车以及工程机械中得到广泛的应 用 随着人们对车辆的乘坐舒适性要求和车辆的耐 久性要求越来越高 发动机悬置系统的设计得到越 来越多的重视 1 关于悬置系统匹配设计的文献比 较多 但多为理论上的计算和算法的优化 涉及大量 的参数和运算 一般工程技术人员难以将其理论应 用于工程实践 本文以应用比较普遍的直列六缸柴 油发动机动力总成悬置系统为分析基础 介绍了一 种悬置系统匹配的新方法 详细探讨了悬置系统的 布置和悬置类型的选择 以及解耦方法 并且以侧倾 方向的振动传递率为悬置系统的评价指标 以动力 总成的自由运动空间为约束条件 达到良好的匹配 效果 1悬置系统的功用 悬置系统支撑装置能在所有工况下承受由柴油 机 离合器 变速器及其它附件所产生的动 静载荷 并使发功机总成在所有方向上的位移处于可接受的 范围内 且不与底盘上的其它零部件发生干涉 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 悬置系统能充分地隔离由发动 机产生的振动向车架及驾驶室的传递 降低振动噪 声 同时也能充分地隔离由于路面不平产生的通过 悬置系统而传向发动机的振动 降低振动噪声 2悬置系统的布置与悬置形式选择 在运动学中 一个方向的激励力或力矩 引起两 个或两个以上方向的运动 说明两个方向的运动是 耦合的 运动耦合将导致动力总成的振幅加大 振动 频带过宽 要达到较好的隔振效果 则需要使用更软 的悬置元件 这会导致动力总成有较大的位移 且容 易与周围的零件发生干涉 降低悬置的使用寿命 所 以悬置系统匹配时各个运动方向必须解耦 2 柴油发动机工作时产生两个主要振源 一个是 由发动机内部运动件回转产生 另一个是由柴油机 气缸内点燃力产生 内部运动件的回转振动可以被 平衡 在进行悬置系统匹配设计时主要考虑点燃力 正是由于此力引起动力总成的 侧倾 侧倾 的转 动轴线通过动力总成的重心并近似平行于曲轴中心 线 动力总成的重心一般都非常接近于发动机后悬 置 后悬置承担着动力总成的质量 且发动机后悬置 点的位置即飞轮壳两侧 在上下方向一般无空间的 限制 所以后支撑的点数优选两个 图1为自飞轮端 看过去的动力总成简图 由于动力总成悬置系统的 运动为微幅振动 在分析时一般不考虑悬置的阻尼 由图1 根据理论力学知识可得到 Tc Kh1 Lv1 Kh2 Lv2 z Kv1 h1 Kv2 h2 y T1 1 26 第41卷2010年3月工程机械Test and Research 试 验 研 究 式中 Tc为侧倾方向的激励力矩 Kh1 Kh2分别为发动 机后悬置左 右垂直方向刚度 Kv1 Kv2为发动机后悬 置横向刚度 Lv1 Lv2分别为动力总成重心到发动机 左 右后悬置的水平距离 h1 h2分别为动力总成重心 到发动机左 右后悬置的垂直距离 z y分别为发 动机后悬置的垂直和水平变化量 T1为动力总成其 它悬置提供的侧倾方向的反作用力矩 从式 1 中不难看出 当h1 h2都为零时 无论 Kv1 Kv2的值是多大 动力总成侧倾方向的激励力 矩 都不会引起横向和绕重心垂直向上的轴线的转 动 横摆 后悬置只是在上下方向被压缩或拉伸 所 以将发动机后悬置的上下方向布置在动力总成重心 附近 能够达到解耦的目的 发动机在前支撑点的位置 左右两边 从飞轮端 看 上下受空间的限制 两点前悬置在上下方向不容 易自由布置 再者动力总成侧倾方向的转轴通过动 力总成重心 接近平行于曲轴中心线 但还是有一定 的夹角 确定这个转轴的方向是很困难的 一般需要 试验才能够确定 由于这个转轴与曲轴的夹角的存 在 在前后方向距动力总成重心比较远的发动机前 支撑点 这个转轴在上下方向会偏离重心很大的距 离 动力总成侧倾运动时 前悬置的侧向刚度会产生 比较大的阻力 发动机前悬置的位置距动力总成的 重心比较远 单点前悬置足以支撑起动力总成 综合 考虑直列六缸发动机优先选择单点前悬置 前悬置 的横向刚度应该很小 且应该在横向上有限位作用 典型的前悬置元件如图2所示 前悬置的布置形式 如图3所示 很显然单点前悬置中心的左右方向应 布置在动力总成重心的竖直平面上 悬置通过销轴 与车架连接 前悬置在横向有一定的自由运动空间 并左右限位 在侧倾力矩的激励下 无论悬置距动力 总成重心的距离h多大 动力总成不会产生横摆和 俯仰运动 从而达到了运动解耦的目的 直列六缸柴油机一般都用在重型车辆上 因为 其动力总成质量大 长度长 为了避免发动机机体后 端面与飞轮壳接合面上产生过大的弯矩 一般在变 速器上增加1个辅助支点 尤其是变速器加装液力 缓速器 动力总成变得更长 必须增加变速器的辅助 支撑点 由于辅助支撑点为过定位点 辅助悬置的刚 度如果过大 将会产生运动上的耦合现象 如果刚度 过小 则其辅助支撑无作用 其刚度和形式选择应非 常慎重 和前悬置的道理一样 辅助悬置应该以单点 为宜 且其中心应布置在动力总成重心的竖直平面 上 且横向刚度应该非常小 才能够达到运动解耦的 目的 变速器辅助悬置应该也采用刚度比较小的圆 筒式悬置 布置方式与前悬置相同 悬置系统布置的前后位置如图4所示 具体数 值列于表1 发动机后悬置采用平置方式 且左右悬 置对称于关于过重心的竖直平面 动力总成若能保 持静态平衡以及垂直运动 则 K2 L4 K4 L5 2 图1动力总成后视简图 图2圆筒型悬置剖视图 图3发动机前视图 27 Test and Research 工程机械 第41卷2010年3月 试 验 研 究 K5 L6 K3 L7 3 K1 Kh1 Kh2 K4 K5 4 K2 L1 K1 L2 K3 L3 5 由公式 2 5 可得 K3 L7 L2 L6 L3 K2 L1 L4 L2 L5 6 式中 K2为前悬置的垂直刚度 K1为后悬置垂直刚 度 K3为变速器辅助悬置垂直刚度 L1 L2为前 后悬 置距动力总成重心的水平距离 L3为变速器辅助悬 置到动力总成重心水平距离 L4 L5为发动机前后悬 置距发动机重心的水平距离 L6 L7为发动机后悬 置 变速器辅助悬置距变速器重心的水平距离 K4 K5为虚拟刚度 满足式 2 4 其中L1 L2 L3 L4 L5 L6 L7为已知量 只要确定K1 K2 K3其中一个 利 用公式 5 和公式 6 其它两个也就可以确定 根据 表1中 的 数 值 由 公 式 5 及 6 得 K2 K3 2 16 K1 K3 4 16 3悬置刚度的确定 振动传递率是评价振动系统隔振性能好坏的重 要指标 直列六缸柴油发动机动力总成其激振力主 要集中在侧倾方向 因此 侧倾方向振动传递率对系 统的隔振性能影响较大 由于发动机前悬置和变速器辅助悬置为圆筒式 悬置 可以忽略其横向刚度 发动机后悬置横向刚度 在侧倾方向的作用力亦可忽略 悬置系统的振动 为微幅振动 各悬置刚度可视为常数 阻尼可以 忽略 由振动理论可知 侧倾方向振动方程为 4 I 咬 K T 7 式中 I为动力总成侧倾方向转动惯量 K为侧倾 方向扭转刚度 为侧倾角位移 T为侧倾方向的 激励力矩 由公式 1 可知 当h1 h2为零时 得 K Kh1 Lv1 Kh2 Lv2 一般发动机左右悬置相同 则 K 2 Kh Lv 其中 Kh1 Kh2 Kh Lv1 Lv2 Lv 动力总成侧倾方向振动传递率方程为 1 2 2姨 1 2 2 2 2 姨 8 单自由度周期激励下的响应 x t X0 1 2 2 2 2姨 sin t 9 式中 为侧倾方向的传递率 为阻尼比 系统忽略 阻尼 所以 0 为频率比 为圆频率 为初相 位角 t为时间 由式 8 得 1 2 1 10 I 2 2 Kh Lv姨 11 四冲程发动机每旋转两圈为一个工作循环 则 直列六缸发动机每个工作循环有3次气缸点火 对 于1个怠速为600 r min的发动机来说 每秒完成 10个循环 发动机的点火频率就是30 Hz 同时也把 30 Hz的振动传送到悬置系统上 当 1时 悬置系 统才具有隔振作用 由式 10 和 11 得 Kh I 2 4 Lv 12 式中 I 45 78 kg m2 2 f f为侧倾方向的激振频 率 Lv 0 35 m 将数据带入得 Kh 1162 N mm 即当发动机后 悬置垂直刚度小于1162 N mm时 发动机悬置系统 才能够达到隔振效果 在本设计中有备选的A B C三套不同型号发 动机后悬置 其刚度值如表2所示 将A B C型悬置换入发动机后悬置系统 并进 行相应的频率计算 由式 8 得到分别采用三种悬置 时动力总成的侧倾方向隔振率曲线 如图5所示 图4动力总成侧视图 L1L2L3L4L5L6L7 644115912420339320477 表1重心前后位置 mm 28 第41卷2010年3月工程机械Test and Research 试 验 研 究 图5动力总成侧倾方向隔振率曲线 图6发动机后悬置位移曲线 图7单位脉冲作用下侧向位移 方向纵向刚度横向刚度垂向刚度 悬置A6014801 063 悬置B1 0001 000680 悬置C770300350 表2三种备选发动机后悬置的刚度值 N mm 由图5可见 在发动机各种转速下 三种悬置的 隔振率都小于1 均能起到隔振作用 但为了防止动力总成和悬置发生过大变形而影 响悬置系统的使用寿命 还要保证动力总成的前后 位移量为 5 mm 悬置侧向变形为 3 mm 垂向位移 为 5 mm 利用式 9 可以得到发动机后悬置的位 移 见图6 悬置C在发动机各转速下隔振率都低于0 2 但是在发动机怠速时产生比较大的位移 其值为6 5 mm左右 位移较大 会缩短悬置的寿命 悬置A位 移比较小 小于4 2 mm 但其隔振率比较高 隔振效 果不好 由图7可见悬置B的侧向位移是最小的 可以避免动力总成与其它部件发生运动干涉 在侧 向方向达到最好的限位作用 综合考虑以上因素 可 见悬置B是最合适的 位移响应在限定的范围内 隔振率在0 4以下 既能够得到优良的隔振效果 又 不会产生大的变形 由式 5 和 6 得到 K2 K3 2 16 K1 K3 4 16 可 以得到发动机前悬置刚度K2 706 N mm 变速器辅 助悬置刚度为K3 327 N mm 将这套悬置系统应用 到我公司某汽车起重机底盘上 效果良好 4结束语 提出一种悬置系统匹配的新方法 在缺乏试验 条件且动力总成一些设计参数难以确定的情况下 通过悬置的合理布置以及悬置类型的选择达到解耦 的目的 以侧倾方向隔振率为评价指标 以动力总成 空间限制为约束条件