好悬置系统培训主要内容学习资料

培训大纲动力总成悬置系统匹配设计方法一、单自由度系统的振动二、双自由度系统的振动三、悬置系统的模型建立及分析四、动力总成位移控制计算方法五、动力总成转动惯性数据的换算六、DMOUNT软件的介绍和使用七、动力总成悬置系统的ADAMS计算单自由度系统的振动对于无阻尼振动方程为：

对于有阻尼系统：

对于单自由度强迫振动系统的频响函数：

单自由度系统的振动单自由度频响函数如下图，从图中可以看出：当激励频率大于固有频率的1.414倍时，即频率比大于1.414时系统才有隔振效果，当小于时系统的振动被放大。刚度越低隔振效果越好，即NVH特性越好低频下大阻尼有利于衰减系统的振动，高频下小阻尼有利于隔振。因此系统在低频下最好具有大阻尼，在高频下具有小阻尼。悬置系统动刚度与位移的关系假设悬置在受到外力的作用下，其位移为其受力为：上式为一个椭圆方程，其中力与位移的关系如下：双自由度系统的振动求解就可得到系统的固有频率双自由振动系统有两个振动固有频率和振动形态。

振动耦合描述一般振动系统都存在耦合现象，振动耦合分为弹性耦合和惯性耦合，出现任何一种都称之为振动耦合。刚度矩阵的非对角元素存在非零元素则为弹性耦合和静力耦合。质量矩阵的非对角元素存在非零元素则为动力耦合或惯性耦合如果振动系统在某坐标系下出现耦合现象时，沿某一广义坐标的振动将会引起沿其它坐标方向的振动，这样对振动控制不利。如果系统存在耦合现象时，在外界力的作用下，系统的的位移相对较大。下面以二自由度振动系统为例进行说明。振动耦合描述根据牛顿定律很容易得到系统的振动方程：在目前的坐标系下系统存在弹性耦合。当系统完全解耦，系统解耦时可以变为两个相互独立的振动方程，此时如果外界存在垂直方向的激励或扭矩只会引起系统该方向的振动。同时两个弹簧受力相对均匀，系统的在同样的外界力作用下保持最小的位移。解耦的系统耦合的系统系统随k和L的不同，对解耦的稳健特性液不同。对于动力总成悬置系统对解耦的稳健特性有时很差。稳健特性和隔振器的布置位置有很大关系。耦合特性通常用模态动能的角度去描述。悬置系统的模型建立对于悬置一般结构形式较为对称，认为悬置存在弹性中心，即悬置在力的作用下产生的复合力矩和角位移很小，只产生沿力方向的线性位移，悬置的弹性中心选取为悬置的几何中心。橡胶悬置简化为沿其三个弹性主轴方向的三维弹簧，并且刚度为常量。忽略橡胶悬置绕三个主轴方向的刚度。对于某些悬置最好简化成两个。对于动力总成悬置系统做以下假设：假设动力总成和车架（或车身）均为刚体，动力总成简化为具有一定质量和惯性特性的移动的刚体，车身为固定的刚体。惯性数据可以通过实验获得。实际上车架并非绝对刚体，而是有一定的弹性，在一定程度上可以导致高频区的传递率增大，并伴随许多共振峰的出现，从而降低了高频区的隔振效果弹性悬置元件可以简化为具有三个主刚度轴的弹簧阻尼元件悬置计算时采用的坐标系：原点为动力总成的质心，X轴平行与曲轴中心线指向发动机前方，Z轴沿气缸中心线垂直向上，Y轴按右手定则确定。进行悬置系统计算需要的参数：动力总成的质量、质心位置、惯性参数各个悬置的刚度数据各个悬置的位置数据和安装角度。有了以上参数通过拉格朗日方程就可得到系统的振动方程。需要求解系统的动能、势能和耗散能。举例说明？系统动能T的求解动力总成悬置系统振动时的动能是其平动动能与绕质心的转动动能之和：Vi为第i个微小质量相对于质心的速度。对于平动动能对于转动动能所以：系统势能U的求解假设系统有n个悬置，其弹性主轴ui，vi，wi与动力总成坐标系G0—xyz的夹角如右表所示。对于动力总成悬置系统的第i个悬置，其三个主轴方向的刚度为Kxi，Kyi，Kzi（包括液压悬置的当量刚度），坐标为xi，yi，zi的悬置的位移矢量为：

xyzui

αui

βui

γui

viαvi

βvi

γvi

wi

αwi

βwi

γwi

设悬置的弹性主轴的单位矢量为：则悬置的位移矢量沿三个弹性主轴方向的分量为：写成矩阵形式：悬置系统的势能为：用矩阵表示为：刚度矩阵为

为第i个悬置的刚度矩阵悬置刚度矩阵中的三向刚度通过实验得到悬置系统的刚度矩阵为6维矩阵，包含了悬置刚度信息、位置信息和安装角度信息。系统的耗散能由于悬置系统存在粘性阻尼，因此系统存在由阻尼产生的耗散能，它的求求解过程和势能的求解方法完全相同。通过拉格朗日方程就可得到系统振动方程为系统的外界激励发动机激励分析

一般来说，发动机的激励取决于发动机的平衡特性，即和发动机的型式、缸数、工作转速、曲柄排列以及发火次序等有关。一般高转速下由不平衡的惯性力（力矩）引起的振动大些，而转速低（如怠速）则由不平衡的简谐扭矩引起的振动大些。对于四缸发动机其主要激励为低速区段的二阶扭矩波动和高速区段的二阶惯性力。同时存在其它耦数阶的激励，但阶数越高幅值越小惯性力为：不平衡扭矩为：二阶激振频率是四缸发动机的主要激振频率。对于直列发动机其激励的主频率可按下式计算。N气缸数，n曲轴转数，c表示冲程数对于四缸机其二阶频率为转数的三十分之一三阶频率为转数的二十分之一四阶频率为转数的十五分之一，依次类推。对于六缸机其主频率为三阶悬置系统固有频率的计算方法

在进行动力总成的固有特性分析时，一般都将振动系统简化为一个无阻尼系统自由振动系统，因为系统的结构阻尼对于系统的固有特性影响较小，阻尼的作用只是在于降低系统的共振峰值。

求解下面的行列式，便可得到系统的六阶固有频率解齐次线性方程组便可得到系统的六阶振型振型为系统在某阶固有频率下振动时呈现的形状。是各个坐标方向的运动的幅值比求解上述方程在Matlab中用一个命令即可[freq,vv]=eig(kk,mm)悬置系统耦合状态的评价计算方法

一般动力总成悬置系统在动力总成坐标系下的振动是耦合的，当在某阶固有频率下存在多个方向的振动。振动耦合是对振动是相对不利的。悬置系统耦合状态的评价计算方法当悬置系统做某阶主振动时，它的总的振动能量即它的模态动能是一定的，并且假设全部的振动能量都分布在动力总成的六个广义坐标方向，各个方向的所占总能量的百分比就是代表了该方向的耦合度。举例如下：当动力总成做某阶振动时，各方向的振动能量占的百分比如下：总和XYZRxRyRz100%10%75%5%2%5%3%通过上表可以看出这是以Y方向为主导的振动，系统主要沿Y方向进行振动同时也存在其它方向的振动。Y方向是系统振动占优方向，它所占的能量百分比就代表了系统的解耦程度，其他方向的能量百分比就是该方向的耦合程度。系统的解耦程度为75%。当振动占优方向的振动能量为100%时表示该方向上完全解耦，此时在振动占优方向施加激励不会引起其它方向的振动。当振动占优方向受到力的作用时，各个悬置在该方向的位移量是完全相同的。当悬置系统作j阶主振动时，其最大动能为：这里假定系统的全部动能只分配于这六个广义坐标上。这样在第k个广义坐标上分配到的动能为：

当系统做第j阶主振动，在第k个广义坐标上的能量分布为：

通过DIPkj值为当系统以第j阶固有频率振动时，第k个广义坐标方向所占的能量比。如果DIPkj=100时表示所有能量都集中在k方向。系统共有六阶频率，每阶频率下都需要将系统的能量分配到六个坐标方向，因此共有36项数值，举例如下表：XYZRxRyRz4.599.9%0%0%<1%0%0%6.80%36.8%17.5%38.0%8.8%<1%8.00%44.5%47.4%<1%5.6%3%9.1<1%10.9%25.2%40.3%<1%24%12.00%2.6%9.7%<1%66%21.9%17.00%5.2%<1%21.3%15.8%52%悬置系统垂直方向和绕曲轴旋转方向是系统的主要方向，一般推荐解耦率大于80%，其它方向要求60%。有时系统解耦的稳健性太差或NVH性能要求一般的车辆上对解耦可以不做苛刻要求。系统解耦率高时，系统的隔振特性不一定会好，因为满足解耦的刚度数值很多，如果刚度太大则系统的隔振特性就不会太好。因此要求对系统的固有频率有一定的限制，悬置刚度的大小要通过位移控制计算来保证。系统固有频率的配置要求悬置系统共有六阶固有频率，最高固有频率一般要求小于20Hz,最低固有频率一般要求大于5Hz,否则悬置系统的使用寿命会有问题。垂直方向固有频率要求避开车身和前桥的固有频率，同时最好避开人体振动最敏感的频率4-8Hz。对于液压悬置系统一般要求布置在液压悬置峰值阻尼处。Rx方向固有频率要求小于怠速频率的1/1.5或1/2。同时该方向的固有频率不能太低，因为过低的固有频率时，发动机的扭矩将造成悬置软垫经常接触其限位块，对动力总成造成附加的冲击，同时将会造成正常行使和全油门行使时NVH特性差距很大，对整车的NVH特性不利。其它方向的固有频率不要和其它系统同方向的固有频率相接近。各个方向的固有频率的差值在1Hz左右。悬置系统位移控制的计算方法

动力总成要求有合理的位移量，悬置系统刚度小一般来说动力总成的位移量就大，系统的NVH特性相对较好，反之相同。通过悬置系统的位移量的计算可以很好的控制系统的刚度。悬置的刚度曲线：对于悬置一般有三或五段的刚度构成。当悬置的变形量处于[ab]时，悬置的刚度处于线性范围，其刚度较小。在其它区域悬置要接触其限位块，悬置的刚度显著增大。因此悬置变形量在不同区域时计算方法则不相同。悬置系统在某些工况下其变形量在线性范围内，因此可以忽略限位后的刚度，通过线性模型去计算。通过线性模型的计算可以判断悬置变形量是否合理。悬置系统线性位移的控制方法此时假设悬置在所有范围内其刚度都是线性的，忽略限位块的影响。现讨论悬置系统在某一静态立作用下，其运动位移量的计算。对于振动方程：当外力为静态力时,动力总成的位移量有第i个悬置点在定坐标系（总成坐标系）下的位移

该悬置点在悬置坐标系下的位移便是悬置的变形

该悬置在悬置坐标系中三向反力该悬置在定坐标系下的三向反力通过以上方程就可计算出任意悬置的变形和受力。悬置的位移量也就是动力总成在该点的位移量。利用悬置系统线性模型计算位移量是很必要的，可以通过计算为设计提供依据。当外界力较大时，比如汽车处于全负荷行使时，悬置的变形量超出了悬置的线性变形范围，此时悬置的刚度显著增大，通过线性模型计算得到的位移量就会大于实际的位移量，因此此时通过非线性模型来计算。非线性模型中假设悬置刚度分为3-5段，现以3段的为例进行讲解。非线性模型的位移计算方法

假设悬置的刚度满足图示的关系，同样动力总成的位移量可按下式：此时悬置的刚度和悬置所受的外力大小有关系，悬置的受力大小不一样，则刚度矩阵也不一样，因此需要根据受力的大小确定出刚度矩阵。一般采用跌代法来计算。上图中力与位移的关系式可以用以下的方程来表述：变形量不同时，k和Δ取不同的值

xkΔ

(-∞a)k1

-k1a+k2a（ab）

k2

0(b+∞)k3

k2b-k3b在悬置坐标系下(uvw)，第i个悬置的受力为：

为悬置在自身坐标系下的变形。为力与位移关系的修正值。具体数值根据相应方向的刚度和受力有关将悬置坐标系的受力转换到动力总成坐标系中：将1代入2

简记为：12因为3为第i个悬置在总成坐标系下的位移量4将4代入3式，则有5令6有以前已知有如下关系：简记为：为斜对称矩阵7将7式代入6式68所以作用到动力总成上的反力为通过反力可以求出反力矩9由右图可知同理9力为扭矩为1011那么n个支撑的合力为：

因为：121314采用跌代法计算悬置系统的质心位移：1、采用线性方法求解动力总成的位移,此时求出动力总成的位移量{Q},并求出悬置坐标系下的位移量。2、检查计算出的位移量是否处于线线范围即[ab]段。如果是则停止计算，如果不是则进入下一步。3、由计算出的位移量，形成新的、,并形成新的[K]和[Delta]。同时记录下位移处于何段的信息。4、

求解公式（14）得到{Q},进一步求出在其弹性主轴坐标系中的位移。检查与第3步中的记录信息是否一致，如果一致则停止计算，如果不一致回到第3步。悬置系统主要工况介绍1、Staticweight

发动机在重力作用下静平衡。记录悬置力，变形结果。

2、Static+1stgearWOT

在发动机质心施加扭矩（车向前开，扭矩向后转（+Y方向）），扭矩大小为（发动机最大扭矩点扭矩*变速箱传动比*差速器传动比）3、Static-25%1stgearWOT(coasting)

在发动机质心施加扭矩，（由于惯性滑行，为车辆驱动发动机，扭矩向前转（-Y方向））4、Static+2gvertical(down)=-3g

在发动机质心施加竖直向下2g载荷。

5、Static+2gvertical(up)=+1g

在发动机质心施加竖直向上2g载荷6、Static+1g(-Y)

在发动机质心施加-Y方向（向车左侧）1g载荷7、Static+1g(+Y)

在发动机质心施加+Y方向（向车右侧）1g载荷8、Static+1g(-X)

在发动机质心施加-X方向（向车前方）1g载荷9、Static+1g(+X)

在发动机质心施加+X方向（向车后方）1g载荷10、Static+3rdgearWOT

在发动机质心施加扭矩（车向前开，扭矩向后转（+Y方向）），扭矩大小为（发动机最大扭矩点扭矩*变速箱传动比*差速器传动比）11、Static+4thgearWOT在发动机质心施加扭矩（车向前开，扭矩向后转（+Y方向）），扭矩大小为（发动机最大扭矩点扭矩*变速箱传动比*差速器传动比）

12、Static+reversegearWOT

在发动机质心施加扭矩（扭矩方向（-Y方向）），扭矩大小为（发动机最大扭矩点扭矩*变速箱倒挡传动比*差速器传动比）

13、Static+normaldrivetorque

在发动机质心施加扭矩（车向前开，扭矩向后转（+Y方向）），扭矩大小为（75%发动机最大扭矩点扭矩）

14、Static+transienttorque+3thgear

在发动机质心施加扭矩（扭矩方向（+Y方向）），扭矩为1.25三档扭矩15、Static+Idiotstart/clutchslip

在实际中工况对照：点着发动机，踩离合器，挂入一挡，将油门踩到最大，此时突然松开离合器踏板，让离合器迅速接合，车辆窜出。因为对车有害所以没有人用这种极限方法起步，因此叫Idiot