（光学工程专业论文）6120型客车怠速停车状态的振动控制研究.pdf

摘要 为了满足消费者更高层次的需求，应对日益激烈的市场竞争，众多的客车厂 对车辆的乘坐舒适性越来越重视。针对某大型客车在配备国产柴油机时出现的怠 速停车状态振动剧烈的问题，本论文开展了低振动客车的改进设计研究。论文首。 先对客车的振动状态进行了客观评定，通过与配备进口发动机的客车的振动水平 的对比的基础上，确定了较合理的客观振动量作为改进设计的目标值；采用实验 研究与理论分析相结合的方法，从发动机动力总成系统、动力总成悬置系统及客 车车身三个方面分析了客车振动剧烈的原因，明确了主要原因为悬置系统未能对 发动机的激励进行有效的隔离；在确定动力总成系统相关特征参数的基础上，对 悬置块的支承刚度、支承位置及支承方向进行了改进设计。 6 1 2 0 型大型客车在发动机怠速汽车静止时乘客普遍反映振动剧烈，通过试 验测定，与搭载进口发动机的同类客车的平均振动水平相比，其振动加速度的加 权均方根值要大出约1 0 倍；通过主观评价与客观振动指标的对比，得出地板的 振动控制在0 47 ：以下，座椅的振动控制在0 2 57 吵：以下时，振动状况比较 ，s，s 理想。 论文对发动机的激励特性、悬置系统的隔振特性以及车身的动态特性进行了 试验与理论研究，结果表明无论是柴油机还是车身的振动响应，其主要振动能量 集中于3 0 h z ；国产柴油机的振动强度比进口柴油机的平均振动强度要大约1 5 倍；车身在3 0 h z 频率处没有模态振型出现；而发动机悬置系统的传递率过大， 特别是在横向的传递率甚至大于l 。因此，明确了造成振动剧烈的主要原因是悬 置系统没有起到应用的隔振作用。 自行设计了动力总成系统质心与转动惯量的实验装置，确定了动力总成系统 的质心及转动惯量，计算出了动力总成系统的主惯性轴。在此基础上对悬置系统 进行了改进设计。重新设计了悬置块，确定了悬置块的支承位置及支承角度，改 进设计后的样车的主观评价和客观振动指标表明取得了良好的效果，其振动水平 优于配备进口发动机的同类客车的平均振动水平。 关键词：振动舒适性动力总成车身有限元分析模态分析 a b s t r a c t i no r d e rt os a t i s f yt h eh i g h e rr e q u i r e m e n to fc o n s u m e r sa n ds u c c e e di n c o m p e t i t i v em a r k e t ，p l e n t yo fb u sm a n u f a c t o r i e sa t t a c hm o r ei m p o r t a n c e t ot h e a m e n i t ys t a n d a r d o fv e h i c l e w h e nt h ee n g i n er u n sa ti d l es p e e da n d b u s i s m o t i o n l e s s t h eb u sl o a d i n gh o m e - p r o d u c e dd i e s e le n g i n ew i l lo c c u ra c u t ev i b r a t i o n a i ma tt h ep r o b l e mm e n t i o n e da b o v e ，w ec a r r yo np l e n t i e so fs t u d i e so nh o wt ol o w e r t h eb u sv i b r a t i o ni n t h i sp a p e r f i s t l y ，w ee v a l u a t et h ev i b r a t i n gl e v e lo f t h e b u s ，t h r o u g hc o m p a r i n gw i t ht h ev i b r a t i o no f b u sw h i c hc a r r yo v e r s e a sd i e s e l e n g i n e ，ar a t i o n a lv i b r a t i n ge v a l u a t i o nc r i t e r i o n a st h em o d i f i e dg o a lc a nb eo b t a i n e d s e c o n d l y ，b yi n t e g r a t i n g t h e o r e t i cs t u d yw i t he x p e r i m e n t a lp r a c t i c e ，w ec a n d e t a i l e d l ya n a l y z et h e r e a s o n sf o ra c u t eb u sv i b r a t i o nf r o mt h r e ef a c t o r s ，w h i c h i n c l u d ep o w e r - a s s e m b l ys y s t e m ，p o w e r a s s e m b l ys u s p e n s i o ns y s t e ma n d b u sb o d y f o r mt h er e s u l to fa n a l y s i s ，i ti sa no b v i o u sf a c tt h a tt h ep o w e r - a s s e m b l ys u s p e n s i o n s y s t e mh a sn o te f f e c t i v ev i b r a t i n g i s o l a t i o na b i l i t y t h i r d l y , o nt h eb a s i so ft h e c h a r a c t e r i s t i cp a r a m e t e r so fp o w e r - a s s e m b l es y s t e m 。t h es t i f f n e s s ，s i t ea n do r i e n t a t i o n o fs u s p e n s i o n s u p p o r t i n gb l o c ka r ea b l et ob er e d e s i g n e d f i n a l l y , s u b j e c t i v ea n d o b j e c t i v ea p p r a i s a lo f b u sv i b r a t i o nc a ni m p r o v et h em o d i f i e de f f e c ts a t i s f y i n g p a s s e n g e r so f t e nc o m p l a i na b o u ta c u t ev i b r a t i o nw h e nt h ee n g i n er u n sa ti d l e s p e e da n d b u si sm o t i o n l e s s a f t e rt e s t i n gt h ev i b r a t i o no f b u s e sl o a d i n g h o m e p r o d u c e de n g i n ea n d i n w a r de n g i n e s ，w ef i n dt h ew e i g h t i n gr o o t m e a n 。s q u a r e v a l u eo ft h ef o m m e r sv i b r a t i n ga c c e l e r a t i o n i s10t i m e sa sh i g ha st h e l a t t e r s t h r o u g hi n t e g r a t i n gs u b j e c t i v ee v a l u a t i o nw i t ho b j e c t i v ee v a l u a t i o n w e a c q u i r et h a tt h ev i b r a t i n gc o n t r 0 1c r i t e r i o no fb u sf l o o r b o a r di s 0 4 聊s 2a n dt h e v i b r a t i n gc o n t r o lc r i t e r i o no f c h a i ri s0 2 5 m s 2 i n t h i sp a p e r w ea r ee n g a g e di ne x p e r i m e n t a la n dt h et h e o r e t i cs t u d yo nt h e v i b r a t i n ge x c i t a t i o no fe n g i n e ，i s o l a t i n ge f f e c t i v i t y o f s u s p e n s i o ns y s t e ma n d d y n a m i cc h a r a c t e r i s t i co f t h eb u sb o d y t h e a n a l y t i cr e s u l t ss h o w a sf o l l o w ： 1 t h em a i nv i b r a t i n ge n e r g yo fe n g i n ea n db u sb o d yf o c u so n3 0 h z 2 t h ea v e r a g ev i b r a t i n gi n t e n s i t yl e v e lo fh o m e p r o d u c e de n g i n ei s1 5t i m e sa s h i g ha st h a to f i n w a r de n g i n e 3 t h eb u sb o d yd o n to c c u rm o d a lv i b r a t i o ns h a p e sa t3 0 h z 4 t h et r a n s m i s s i b i l i t yo fe n g i n es u s p e n s i o ni st 0 0h i g h e x p e c i a l l y ， t h e t r a n s m i s s i b i l i t yo fc r o s sd i r e c t i o ng r e a t e rt h a n1 t h eb a s i cr e a s o nw h i c hg i v er i s et o r e s o n a n c ev i b r a t i o na t t r i b u t e st ot h e i n e f f i c i e n ti s o l a t i o no f e n g i n es u s p e n s i o n w ee s t a b l i s h e dt h et e s t - b e da n dt h et e s tf a c i l i t yi no r d e rt oa c q u i r et h el o c a t i o no f m a s sc e n t e ra n dt h ep r o c e s s i o n a lm o m e n to ft h ep o w e ra s s e m b l y f i n do u tt h e p r i n c i p a la x i so fi n e r t i a o nt h eb a s i so fo b t a i n i n gt h e s ep a r a m e t e r s ，an e ws u s p e n s i o n s y s t e mc a nb ed e s i g n e d t h i s i st os a y ，t h e s t i f f n e s s ，s i t ea n do r i e n t a t i o no f s u s p e n s i o ns u p p o r t i n gb l o c ka r ea b l et ob er e - d e s i g n e d i nt h ee n d ，t h ee x p e r i m e n t p r o v et h a tm o d i f i e db u sl o a d i n gh o m e - p r o d u c e de n g i n eo u t r e a c ht h eb u sl o a d i n g o v e r s e a se n g i n ef r o ma v e r a g ev i b r a t i n gl e v e la n g l e k e yw o r d s ： v i b r a t i o n ，r i d ep e r f o r m a n c e ，p o w e r - a s s e m b l y ，b o d y f i n i t ee l e m e n ta n a l y s i s ，m o d a la n a l y s i s 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和取得的 研究成果，除了文中特别加以标注和致谢之处外，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：墨鲞盘鲎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己在论文中 作了明确的说明并表示了谢意。 学位论文作者签名：田彩佛 签字日期：沙汐多年月厂日 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解墨盗盘堂有关保留、使用学位论文的规定。 特授权苤鲞盘堂可以将学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检 索，并采用影印、缩印或扫描等复制手段保存、汇编以供查阅和借阅。同意学校 向国家有关部门或机构送交论文的复印件和磁盘。 ( 保密的学位论文在解密后适用本授权说明) 学位论文作者签名：田彩伟 导师签名：写凤参 签字日期：2 功占年多月了日签字日期：2 9 p 孵月丁同 绪论 第一章绪论 1 1 课题来源及研究的目的和意义 1 1 1 课题来源背景 随着国民经济的蓬勃发展，汽车已成为极为重要的交通运输工具。汽车工 业在带动其他各行各业的发展中，已显示出其作为支柱产业的重要作用。客车 作为公路客运的主要交通工具，是众多工业产品和技术的结晶，给人类社会带 来了巨大的方便和经济效益。我国大型客车生产企业经过三十多年的努力，已 形成了一定的生产规模，但也面临着一系列的挑战。一方面，市场经济不断发 展，卖方市场逐渐向买方市场转变，要求企业不断开发新品，满足客户的不 同需要；另一方面，国内高速公路的迅猛发展，也向客车企业提出了许多新的 课题。因此，研制和生产出更多更好的结构轻、性能好、质量高、适应各种不 同用途、安全可靠、舒适性高的客车，成为各客车生产企业在竞争中取胜的法 宝。 人们对客车的乘坐舒适性要求日益提高，而良好的平顺性是现代汽车的一 个重要标志。汽车振动不仅直接降低乘坐舒适性，而且对环境造成严重污染| 2 j 。 大客车的振动舒适性是其重要的性能指标之一，从一个侧而反映整车的制 造水平。6 1 2 0 型大客车在配备国内某大型柴油机生产企业的发动机后，动力 性、经济性等多项性能指标都达到了很好的水平，但是与配备进口发动机相比， 出现了怠速停车时振动较为强烈的问题。这样会造成司乘人员很强烈的振动感， 严重影响客车乘坐舒适性，最终对车辆的销售产生巨大的影响。 1 1 2 课题研究的目的和意义 目前，世界上汽车产品开发的新技术不断涌现，使产品的开发周期从6 年、5 年、4 年发展到目前的3 年甚至更短的时间。其主要原因之一是，计算 机辅助设计( c a dc o m p u t e ra i d e dd e s i g n ) 、计算机辅助工程分析( c a e c o m p u t e ra i d e de n g i n e e r i n g ) 、计算机辅助制造( c a mc o m p u t e ra i d e d m a n u f a c t u r i n g ) 、计算机辅助试验( c a tc o m p u t e ra i d e dt e s t i n g ) 、现代集成 制造系统( c i m sc o n t e m p o r a r yi n t e g r a t e dm a n u f a c t u r i n gs y s t e m s ) 等一大 批先进技术得到了应用，从而迅速缩短了汽车业的产品开发周期。 绪论 国内过去客车设计多用样车作参考，这种方法不仅费用大，试制周期长， 而且也不可能对多种方案进行评价。客车的动力总成和车身是一个十分复杂的 结构，用经典力学方法不可能得到精确的解答【2 j 【引。特别是在设计阶段，由于 客车厂和发动机厂往往分离，在国内很多学者只考虑发动机和动力总成的隔振 措施，没有结合整车的匹配问题进行相关的研究，这样会出现头痛医头，脚痛 医脚的现象i 引。 客车车身是一个十分复杂的结构，设计基本上是依赖于经验和类比( 6 ，因 此缺乏建立在力学特性( 强度、刚度等) 分析基础上的科学判据，设计法有待提 高。有些学者做过客车车身的动态特性分析，但仍缺乏将动力总成和车身两者 结合起来对整车进行振动控制分析。 客车车身结构是一个由各种承载构件组成的空间超静定结构( 。7 】f 引。承受载 荷作用的所有车身构件都可以认为是承载结构的组成部分。多数客车和近乎所 有轿车为满足动力性、经济性等方面的需要，都采用承载式车身【9 j 。所以对客车 车身结构进行静态和动态分析，可获得结构的承载特性和振动特性等评价指 标，并为结构的改进设计提供依据。客车在发动机怠速停车过程中，发动机激 振源引起整车的振动将会给司乘人员带来振动感i 1 0 j 。振动感大小是决定司乘 人员对客车乘坐舒适性评价坏与好的重要指标。在客车结构设计时，若设计人 员未充分考虑到整车的动态性能，很可能在发动机运行的某种工况时，客车在 某种激励源的激励下出现整车共振的现象 3 2 1 ，这样会给司乘人员很强烈的 振动感，严重影响客车乘坐舒适性。 因此在汽车设计开发中，一方面要合理地设计动力总成的悬置，来降低动 力总成振动的波及程度，减少振动引起的不良后果。另一方面结合客车车身的 动态特性来相对全面地进行客车的振动控制，会出现事半功倍的效果。 1 2 国内外研究现状 1 2 1 国内外动力总成悬置系统研究现状 国外在2 0 世纪5 0 年代，由h o r i s o n 和h o r o v i t z 完成的现在较为熟悉的六自由度 解耦理论和计算方法。2 0 世纪六七十年代期间，人们又对橡胶件的动态特性进行 了深入研究。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。 近二十多年，随着计算机技术的高速发展和更有效的振动分析方法的直用，为悬 量系统的设计和研究提供了十分有效的手段使动力总或悬置系统优化设计和仿 真分析得以开展和研究1 1 2 。 绪论 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，但己取得了大 量的成果。2 0 世纪八十年代，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【l5 1 。2 0 世纪9 0 年代吉林大学的研究者也对发 动机隔振进行了深入的研究，他们提出了以整车系统为研究对象，包括发动机悬 置系统在内的十三自由度整车振动模型，通过计算机模拟进行响应分析，并以人 体舒适性的评价标准为基础，来评价悬置元件的隔振性能。近年来，对悬置系统 刚度的研究，己由线性化处理向非线性化方向发展。 1 2 2 国内外对客车整车的研究现状 我国的客车生产己有5 0 年以上的历史。解放初，汽车修配厂家利用国外 底盘改装客车，5 0 年代后期一汽建成投产，我国客车生产转向利用一汽生产 的解放牌载货汽车改装成各种城市客车、公路客车，实现了大客车的批量生产， 成为我国客车发展中的第一个重大转折时期。进入7 0 年代，随着二汽及其他 一些汽车生产厂家的投产，给客车发展提供了更好的底盘条件，在城市客车、 公路客车迅速发展的同时，团体客车的生产逐步发展壮大，并形成了一定的批 量生产能力，客车发展进入第二个重大转折时期。进入8 0 年代，改革开放政 策为国民经济的发展注入了生机和活力，旅游业的兴起为客车开辟了更为广阔 的市场，各种旅游客车应运而生，客车生产技术水平有了新的飞跃，跨上了一 个新的台阶。目前产品不仅满足国内市场，并且开始进军国际市场，我国客车 制造业进入了一个蓬勃发展的历史时期，即客车发展的第三个重大转折时期。 应该看到，在经济全球化进程加快、客车制造市场竞争日益邀烈的今天，客车 的制造技术越来越先进。我国的客车制造业在迎接发展机遇的同时，也面临着 巨大的挑战。一方面，市场经济的发展使供求关系发生了变化，己经由卖方市 场逐渐向买方市场转变，这就要求企业不断开发新产品，满足客户的不同需要： 另一方面，国际国内市场的接轨，也向客车生产企业提出了许多新的课题。研 制和生产结构合理、性能优越、质量可靠、安全、舒适的客车，成为各客车生 产企业在市场竞争中取胜的关键。 企业要在激烈的市场竞争中立于不败之地，就必须要不断保持产品创新。 c a d 和c a m 技术是实现创新的关键手段，而c a e 技术是实现创新设计的最主 要技术保障。c a e 是以有限元分析技术为基础，综合了迅速发展中的计算力学、 计算数学、相关的工程科学、工程管理学与现代计算机技术而形成的一门综合 性、知识密集型学科，相关的软件称为c a e 软件。随着高性能计算机系统的发 绪论 展，c a e 软件己成为工程师实现工程创新和产品创新的得力助手和有效工具。 在客车生产领域，利用c a e 软件，可以对设计方案或已有的设计快速进行性能 和可靠性分析，并可进行虚拟运行模拟，及早发现设计缺陷。这样就避免了以 往必须利用样车作参考的分析模式，还可以对多种方案进行评价，在提高设计 质量的同时，降低研究开发成本和缩短产品的开发周期。 国内外研究者利用这些程序进行了多领域的研究。在汽车工业领域，有限 元程序也得到了多方面的应用，并取得了丰富的研究成果。有限元技术的不断 丰富和完善，使模型的规模从最初的几十、几百个简单的单元发展到了如今的 几万甚至是几十万个单元，分析对象也由以前的静态应力发展到汽车的动态响 应、空气动力学计算，噪声、优化设计、汽车碰撞和被动安全性的研究。应用 大型的有限元软件，建立汽车的有限元模型，进行汽车的动静态分析，完成汽 车的优化设计，已经成为各大汽车公司普遍采用的一种手段。美国福特汽车公 司在7 0 年代就使用n a s t r a n 软件，用板、梁单元进行车身的有限元静态分析， 找出高应力区，并改进应力分布。日本五十菱汽车公司在8 0 年代末已将c a e 应用到车身设计的各个阶段，从最初设计阶段的粗略模型到设计中、后期的细 化模型，分析的范围包括强度、刚度、振动、疲劳、碰撞及形状和重量的优化。 进入9 0 年代有限元分析得到了更为广泛的应用。美国通用汽车公司在通用有 限元程序的基础上自主开发了后处理程序，将发动机和道路激励载荷集成到数 据库中，进行汽车对发动机和道路激励的响应分析和改进，大大简化了分析过 程。 目前，国内对客车车身进行的设计与研究，已从主要依靠经验设计发展到应 用有限元法进行强度和刚度的静态分析，在动态分析上起步较晚，很多仅限于模 态分析，对瞬态分析、谐响应分析、优化设计等方面的工作则涉及不多，这一方 面是由于后者需要较多的理论基础和实践经验；另一方面车身建模过程涉及因素 多而且结构很复杂，还有待于作近一步的研究和探索。目前，国内利用有限元软 件在对车身骨架进行结构分析方面己经取得了不少成果 1 5 - 2 8 ，如四川工业学院汽 车交通与工程系的巢凯年与成都客车厂合作，用a n s y s 软件对c d k l0 5 和 c d k 6 1 0 8 大客车骨架进行了分析计算1 29 | ，武汉理工大学的何天明等用a d i n a 软件对s z k b 7 0 0 i i 型客车进行了车身强度分析【26 | ，上海交通大学的顾力强和林中 钦应用s u p e r s a p 9 1 对f y c 6 1 0 0 高级旅游客车车身结构的静动力学性能进行了有 限元分析等拉7 i 。有的研究人员还开始考虑在通用有限元分析软件的基础上进行二 次开发，加入适合客车车身结构分析的专用模块。西安公路交通大学的陈涛等人， 在通用的有限元分析软件v i z i c a d 的基础上，开发了在客车结构分析方面的前 后处理专用程序。这类研究开发在一定意义上弥补丁歹= = 型通用软件针对性不强的 弱点，仨客车结毒冬纾析的效率有一是的提高。 绪论 1 3 主要研究内容 1 、测定怠速工况下客车的振动状况。参照i s 0 2 6 3 1 人体承受全身振动 的评价指南及g b t4 9 7 0 1 9 9 6 汽车平顺性随机输入行驶试验方法，对6 1 2 0 型大客车搭载国产发动机时在怠速停车状态下的振动状况进行测试和分析。 2 、动力总成的各主要部件和客车车身的试验模态分析。 3 、原动力总成悬置系统隔振能力的测试与分析。 4 、以搭载某国产发动机的6 1 2 0 型大客车为研究对象，建立客车车身的有限 元计算的几何模型、有限元模型。并采用有限元软件m s c p a t r a n i n n a s t l 0 埘对 客车车身进行计算模态分析。 5 、利用自行设计的试验台架对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。 6 、对6 1 2 0 型客车进行了低振动改进设计并与措载进口发动机的6 1 2 0 型 客车振动进行实验对比，验证改进设计的效果。 第二章6 1 2 0 型大客车的振动评定 2 1 引言 第二章6 1 2 0 型大客车的振动评定 大客车的振动舒适性是其重要的性能指标之，它从一个侧面反映整车的制 造水平。6 1 2 0 型大客车在配备某国内柴油机厂的发动机后，动力性、经济性等 多项性能指标都达到了很好的水平，但是与配备进口发动机相比，出现了怠速停 车时振动较为强烈的问题。针对此种现象对6 1 2 0 大客车在怠速停车状态下的振 动水平进行了测试分析、比较和评价。 2 。2 客车舒适性的评价 2 2 1 评价指标 测定怠速工况下客车的振动状况，参照i s 0 2 6 3 1 人体承受全身振动的评价 指南及g b t4 9 7 0 1 9 9 6 汽车平顺性随机输入行驶试验方法，对6 1 2 0 型大客车 搭载不同发动机时在怠速停车状态下的振动状况进行分析、振动水平评价。考核 部位是客车中、后排座椅及后地板处的振动加速度均方根值，将它们与人对客车 振动舒适性的主观感觉联系起来对6 1 2 0 型客车的振动舒适性进行评价。 l 、单轴向加权加速度均方根值 由1 3 倍频带均方根值谱可以直接计算加权加速度均方根值，如式( 2 - - 1 ) 所示： r1 三 a w ：隆h 一) 2i 2 ( 2 1 ) lt = lj 式守：。单轴向加权加速度均方根值，：； w ，第j 个l 3 倍频带的加权系数，与振动作用方向及频率有关； 分析频率范围内的l 3 倍频带个数。 2 、总加权加速度均方根值 总加权加速度均方根值可通过3 个单轴向加权加速妻均方根值通过式( 2 2 ) 计算而得： 第二章6 1 2 0 型大客车的振动评定 = k4 a 。) 2 + o4 口。r + o 。，) 2 f ( 2 - - 2 ) 式中：n m + 总加权加速度均方根值，z ：； 。删纵向加权加速度均方根值，形： n r 一一横向加权加速度均方根值，z ： 口z 一一垂向加权加速度均方根值，：t 2 2 2 测试方法 、加速度传感器安装在最后排座椅、中间排座椅和后排座椅车厢底板处，按照 国标推荐传感器挚盘尺寸及实际测试结构如图2 1 所示。 鲁。曩硅蚵“麟萼 图2 - i 传痞器垫盘结构图 2 、试验时，汽车静止发动机处于稳定怠速状态用加速度传感器拾取测试部 位的振动信号，通过数据采集器转换后用笔记本电脑记录振动的时间历程及 功率谱等。 3 、测试现场如图2 - 2 所示( 实际测试时实验员坐在传感器的上方) ， 闰2 - 2 铡试现场闰 第二章6 1 2 0 型大客车的振动评定 2 2 3 测试结果与分析 6 1 2 0 型客车搭载不同发动机的振动评价对比如表2 i 所示( 加权加速度均方 根值形) 。 表2 1 搭载不同发动机的振动对比 后排座椅中排座椅后地板 车型 6 1 2 0 ( 改进前) 1 1 0 4 2 0 60 5 9 2 62 9 4 8 8 6 1 2 0 f - 10 2 4 7 5 2 70 0 3 7 4 12 0 4 2 2 6 5 5 6 1 2 0 k0 0 5 1 1 5 80 0 2 2 2 1 50 1 1 3 9 2 9 6 1 2 0 k e a0 1 2 2 8 7 10 0 5 0 7 3 2 0 ，3 14 2 3 5 l 、装用进口发动机的客车各测试部位的平均加权加速度均方根值为 后排座椅：0 1 4 形，；中排座椅：0 0 4 m ，；后地板：0 2 8 m ，。 ， _ss 装用国产发动机的客车相应测试部件的加权加速度均方根值为 后排座椅：1 1 0 ，：；中排座椅：0 5 9 ，：；后地板：2 9 5 m 2 。 s s s 2 、根据测试人员的主观感受，装用三种类型的进口发动机的车辆的振动状况良 好而装用国产发动机的车辆后排座椅及后地板振动感觉较为强烈而中排座椅 感觉较好；参考i s 0 2 6 3 1 所的加权加速度均方根值如上表所示，因此，我们 可以初步判定当加权加速度均方根值在o 5 形，以下时【3 8 】，人的振动感受良 ，s 好。 3 、测试结果的频谱特性表明，座椅及地板的振动能量主要集中在发动机激励频 率的3 、6 倍频带上，这些频率正好是发动机怠速工作时的点火频率及倍频。 如当发动机转速为6 0 0 r p m 时，其基频为1 0 h z ；四冲积六缸机的点火频率正 好是1 0 3 - - 3 0 h z ( 参见附录) 。 4 、后排座椅的横向振动较为明显，初步判定主要是由于发动机的横向振动较大， 且发动机悬置系统没有起到良好的隔振作用而造成的。 第二章6 1 2 0 型大客车的振动评定 2 3 小结 1 、 由以上测试结果可以看出，搭载国产发动机的客车的振动是相当大的， 相对应的振动指标大约是搭载进口发动机平均振动指标的10 倍。 2 、乘客对搭载国产发动机的车辆在怠速时的振动抱怨很大而对搭载各种进口 发动机的车辆的振动比较满意。从测试结果来看，针对本次研究的对象， 地板的振动控制在o 4 以下，座椅的振动控制在o 2 5 8 2 以下时，振动 状况比较理想。 第三章动力总成悬置系统的隔振特性 3 1 引言 第三章动力总成悬置系统的隔振特性 发动机是客车的动力源，同时它也是主要的振动源之一，由它产生的振动如 果得不到很好的控制，会引起车身的振动，影响汽车的乘坐舒适性，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，大大缩短客车的使用寿命。 乘坐舒适性是现代客车最重要的性能之一，它不仅影响客车的舒适度、使用寿命， 还会影响到客车的市场占有率，影响到企业的经济效益。为了获得良好的舒适性， 现代汽车设计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 进行隔振己成为汽车设计的重要课题。 3 2 发动机的振动特性及动力总成悬置系统的隔振特性 3 2 1 客车发动机的振动特性 为了提高柴油机的有效功率、降低燃油消耗率，现代柴油机的燃烧爆发压力 较高，由此而产生的负面影响就是柴油机的振动和噪声增加。 客车在正常运行时的振动来源主要有两个，一个是路面，另一个是发动机。 路面激励的影响与路面的等级及车辆的行驶车速有关。现代汽车通过良好的悬架 设计可以隔离来自路面的9 0 以上的振动功率。在常用车速下由于路面的激励而 产生的车体的振动基本属于低频范围，一般在2 5 hz 以下【3 9 。6 1 2 0 型客车在行驶 过程中没有出现振动强烈的问题，因此，本次研究不考虑路面的激励。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主要有以下几种1 3 6 1 1 、爆发激振 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。其振动频率实际上就是发动机的爆发频率，计算公式为( 3 1 ) ： ，t “。= 旦( h 60 二) = 一f ：l 。” f 、 ( 3 1 ) 第三章动力总成悬置系统的隔振特性 其中：n 一发动机转速，r m i n i 一发动机缸数 f 一冲程系数，两冲程为l ，四冲程为2 2 、不平衡旋转质量和往复运动质量所引起的激振，其频率为式( 3 2 ) ： 正= q n 6 0 ( 3 2 ) 式中 q ：激振力阶数，对于一阶不平衡力q = 1 ，- 阶不平衡力q = 2 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 发动机的缸数和结构特征有着密切关系。对单缸机而言，一阶惯性力和二阶惯性 力都是孤立存在的，它的平衡性最差，相对振幅也最大，除非发动机内装有特设 的平衡机构。对多缸机而言，由于曲轴曲拐角度的合理分布和配置，使各缸之间 产生的部分惯性力相互抵消和平衡。 本次研究的是直列六缸机，根据发火顺序1 5 3 6 2 4 ，由内燃机动 力学原理可知，其离心惯性力和力矩、一阶往复惯性力和力矩以及二阶往复惯性 力和力矩都是平衡的。整机振动的激励源主要来自倾覆力矩，其标定转速 2 2 0 0 r m i n ，怠速转速是6 0 0 r m i n ，所以发动机正常运行时的三阶激振频率范围 是3 0 h z 1 1 0 h z 。 为了研究发动机的振动特性，对发动机的振动状况进行了测试与分析。通过 试验测试得到研究对象的柴油机的振动功率谱如图2 - 1 所示。由图可以发现，其 主要振动激励功率集中在3 0 h z ，也即柴油机的爆发频率。因此，设计发动机及 动力总成悬置系统的传递特征时必须将3 0 h z 频率置入衰减振动频率范围。 图3 1 发动机左前支座( 机) y 向和z 向振动速度谱 另外对发动机在安装状态下的当量振动水平进行了测试与分析。测试方法参 照g b 7 1 8 4 - 8 7 中小功率柴油机振动测量方法进行，发动机在实际安装状态下怠速 运转，测点选择发动机的四个支承点。测试结果与分析如下。 通过计算得取发动机的当量振动烈度为国产发动机2 1 4 3m m s ；m a n 发动 机18 2 3m r r g s ；d a e w o o 发动机1 0 3 3m m sh i n o 发动机1 3 6 6m m s 。 第三章动力总成悬置系统的隔振特性 发动机的当量振动烈度反映了发动机本身的振动能量的大小。从以上测试数 据可以看出，国产发动机的振动烈度最大，其次依次为m a n 发动机、h i n o 发 动机，最小的是d a e w o o 发动机。以上结果表明，6 1 2 0 客车装用国产发动机 后振动较剧烈的原因之一是振源本身，即国产发动机本身的振动比其它进口发动 机要大。不过国产发动机本身的振动相当于进口发动机平均振动水平 ( 1 4 0 7 r a m s ) 的1 5 倍，而车辆的振动却是1 0 倍，因此，发动机本身的振动是 一个原因，但不是根本的原因。 3 2 2 动力总成悬置系统的功能 客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因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、缸体以及飞轮壳等接合面上因产生过 的弯曲力矩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； 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。动力总成悬置系统在 设计、布置和安装上受到了许多约束条件的限制和制约，在设计时应结 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 2 3 动力总成悬置系统的隔振原理 发动机垂向激振力为气s i nc o t ，弹簧无质量，如图3 - - 2 所示。则系统的 运动微分方程为式( 3 3 ) 所示： 第三章动力总成悬置系统的隔振特性 x 、 图3 - - 2 单自由度振动力学模型 磁+ 西+ 缸= f o s i n 刎 ( 3 3 ) 容易证明在磊s i no i l 作用下发动机垂向位移幅值x 为公式( 3 - - 4 ) 所示： x ：1 垒丝坠一 ( 3 4 ) ( 1 一m o j 2 k ) 2 + ( c 国后) 2 经过弹簧和阻尼( 代表隔振器) 传递到车架上的力为辱，如公式( 3 - - 5 ) 所示： f t = ( ) 2 + ( c c o x ) 2 ( 3 - - 5 ) = ：v o 后弹簧的刚度，n m ； 垃p 激振频率，r a d s ： 蛾系统的固有频率，r a d & m 系统的集中质量，k g ； 善阻尼比，乒； 乞 c 粘性阻尼系数，n s 欺 巳临界的粘性阻尼系数，乞= 2 m o o ： 力频率比，胆c o 婊； 实际上用传递率豫来度量隔振器的隔振有效性，其定义为式( 3 6 ) t r ：墨： ( 3 6 ) 第三章动力总成悬置系统的隔振特性 3 0 2 o 1 o o if j l - i - 0 唑 = b l ii l _ 1 一o 筠 一f 。一r 。 o 3 7 s r 一一t - 一一 r o 。s l ll 6 - - 一j r a 一一- - s 蘩iili卜 fl li 1 二l ： 1 0 扼2 0 入 一一j l - 一一j 。一一1 一一 i ll l llli - i - - - i - - t 一一1 一一 iili llli 一一1 一r 一一中- 。1 一一 i iil i，fl 一一- 4 - - 一一i - 一一。i 一一 i ili iiii l 一一上一一j 一一 3 04 0s 0 图3 3 不同阻尼比下的传递率 在这种情况下：频率比小于1 时，振动被放大：频率比等于l 时，振动传递率 最大，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 率比大于5 以上时，隔振效果的提高就不明显了。如图3 3 所示： 1 、力1 为共振点，即工程危险点。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 、0 7 5 , 7 为工作区，此时无论阻尼大小，随着频率比增加，传递率渐渐趋 于零，这正是我们要求的隔振效果。 4 、名 2 时，传递率虽阻尼比的增大而提高，在此情况下增大阻尼不利 于隔振。因此发动机悬置不易取太大阻尼。 3 3 动力总成悬置系统隔振分析 为了研究原车动力总成悬置系统对振动的隔振特性，我们对动力总成系统的 六个支承悬置块上、下部位的振动进行了测试与分析，得出了其对振动的传递特 性。经过悬置块后的振动如图3 4 所示( 详细参见附录) 。 1 4 一 一 111it 一一 - 】r 一 一一 一一 第三章动力总成悬置系统的隔振特性 图3 4 发动机左前支座( 架) y 向和z 向振动速度谱 由上图我们可以发现经过悬置隔振后的振动信号的功率主要还是集中在 3 0 h z ，因此，我们主要以3 0 h z 时的悬置系统的传递率来说明其隔振特性。结果 如表3 1 所示。 表3 - l 悬置系统在y 和z 两个方向的传递率 动力总成动力总成动力总成动力总成动力总成动力总成 左前支承右前支承左中支承右中支承左后支承右后支承 y 向 10 8 3 91 7