（机械设计及理论专业论文）轻卡动力总成悬置系统的隔振性能研究及仿真分析.pdf

摘要 汽车的n v h ( 噪声、振动和舒适性) 性能是衡量汽车质量水平的重要指标 之一，在日益激烈的市场竞争下，车辆的减振降噪工作备受关注。发动机是汽 车最重要的振源之一，发动机动力总成悬置系统是汽车动力总成与车架之间的 弹性连接系统，其隔振性能的优劣将直接关系到发动机的振动向车架和车身的 传递因此，动力总成悬置系统的设计研究工作是车辆减振降噪中一个不可忽 视的环节。 本文以江淮( j a c ) 集团“帅铃轻卡的降噪研究”项目为背景，通过试 验对该车的振动和噪声进行了测试和分析总结了汽车动力总成悬置系统的设 计研究理论，并分析了各种研究方法的特点在此基础上，应用能量法解耦理 论，结合系统固有频率的限制条件编制了优化计算程序。最后应用机械系统动 力学仿真分析软件a d a m s 建立了动力总成悬置系统的动力学模型，对系统进 行了模态分析、受迫振动分析以及参数灵敏度分析，通过对优化前、后振动系 统的动力性能的对比，验证了优化计算的可行性。 关键词：动力总成，悬置系统，动力学，a d a m s ，仿真 a b s t r a c t t h en v h ( n o i s e ，v i b r a t i o na n dh a r s h n e s s ) o fa u t o m o b i l ei so n eo ft h e i m p o r t a n tf a c t o r st o e v a l u a t ei t sq u a l i t y w i t hm a r k e tc o m p e t i t i o nb e c o m i n g d r a s t i c a l l y , a l lo ft h ea u t o m o b i l em a n u f a c t u r e r sp a ya t t e n t i o nt o t h ew o r ko f r e d u c i n gv i b r a t i o na n dn o i s eo fi t e n g i n ei s o n eo fm o s ti m p o r t a n tv i b r a t i o n s o u r c e so fa u t o m o b i l e p o w e rt r a i nm o u n t i n gs y s t e mi st h ec o n n e c t i o ns y s t e m b e t w e e np o w e rt r a i na n df r a m e ，i t sc a p a b i l i t yo fv i b r a t i o ni s o l a t i n gi sd i r e c t l y r e l a t i o nt ot h ev i b r a t i o nt r a n s f e rf r o me n g i n et of r a m ea n db o d y s ot h ed e s i g na n d r e s e a r c ho fa u t o m o b i l ep o w e rt r a i nm o u n t i n gs y s t e mi sa ni m p o r t a n tp r o c e d u r ei n r e d u c i n gv i b r a t i o na n dn o i s eo fa u t o m o b i l e t h i sp a p e r , b a s e do nt h ep r o j e c to fr e d u c i n gt h en o i s eo fal i g h tt r u c k ，t h e v i b r a t i o na n dn o i s eo ft h et r u c ki sg o t t e nb yt e s t i n g t h et h e o r yo fd e s i g na n d r e s e a r c ho fp o w e rt r a i nm o u n t i n gs y s t e mi ss u m m a r i z e d ，a n dt h ec h a r a c t e r i s t i co f e a c hm e t h o di sa n a l y z e d a sar e s u l t ，u s i n gt h eu n c o u p l i n gt h e o r yo fe n e r g ym e t h o d ， a n dc o n s i d e r i n gp r o p e r l yd i s t r i b u t i n go fn a t u r a lf r e q u e n c y ，o p t i m u md e s i g no f p o w e rt r a i nm o u n t i n gs y s t e mi sp r o g r a m m e d t h e nt h ed y n a m i cs i m u l a t i o nm o d e l o ft h ep o w e rt r a i nm o u n t i n gs y s t e mi ss e tu pb yt h es o f t w a r ea d a m s 。m o d a l a n a l y s i s ，f o r c e d v i b r a t i o na n a l y s i sa n dp a r a m e t e r ss e n s i t i v i t ya n a l y s i sa r e p e r f o r m e dw i t ht h i sm o d e l b yc o n t r a s tt h ed y n a m i cp e r f o r m a n c eo fs i m u l a t i o n b e f o r ea n da f t e ro p t i m u md e s i g n ，t h em e t h o dh a sb e e np r o v e df e a s i b l e k e y w o r d s ：p o w e rt r a i n ，m o u n t i n gs y s t e m ，d y n a m i c s ，a d a m s ，s i m u l a t i o n 插图清单 图1 1 发动机前悬置3 图l 一2 发动机后悬置3 图l 一3 被动式液力悬置4 图l 一4 液力压电式主动悬置4 图2 一i 单缸发动机受力简图1 1 图2 2 动力总成悬置系统模型1 5 图2 3 撞击中心理论2 4 图2 4 隔振设计中的振动传递率曲线2 5 图3 一l 试验测试框图2 7 图3 2 驾驶员右耳旁测点2 8 图3 3 动力总成悬置上、下处测点2 8 图3 47 5 0 r m i n 时悬置上的振动加速度自功率谱2 8 图3 57 5 0 r m i n 时悬置上、下的振动加速度自功率谱对比2 9 图3 67 5 0 r m i n 时车内噪声声压级谱( a 计权) 2 9 图3 72 0 0 0 r w i n 时悬置上的振动加速度自功率谱2 9 图3 82 0 0 0 r m i n 时悬置上的振动加速度自功率谱对比3 0 图3 92 0 0 0 r m i n 时车内噪声声压级谱( a 计权) 3 0 图3 1 0 各转速时悬置上、下的加速度均方根3 1 图3 1 l 称量法测质心3 2 图3 1 2 力矩平衡法测质心3 3 图3 1 3 三线摆法测转动惯量，3 5 图3 1 4 参考坐标系3 6 图3 1 5 载荷与变形曲线3 7 图4 1 程序流程图3 9 图5 1 动力总成悬置系统a d a m s 模型4 4 图5 2 优化后系统的各阶模态动画示意图4 6 图5 3 优化前系统在绕曲轴力矩作用下动力总成的各向位移响应4 7 图5 4 优化后系统在绕曲轴力矩作用下动力总成的各向位移响应4 8 图5 5 优化前系统在绕曲轴力矩作用下各悬置y 向位移响应4 8 图5 6 优化后系统在绕曲轴力矩作用下各悬置y 向位移响应4 8 图5 7 优化前系统在绕曲轴力矩作用下各悬置z 向位移响应4 9 图5 8 优化后系统在绕曲轴力矩作用下各悬置z 向位移响应4 9 图5 9 优化前系统在绕曲轴力矩作用下各悬置y 向动反力5 0 图5 1 0 优化后系统在绕曲轴力矩作用下各悬置y 向动反力5 0 图5 1 1 优化前在系统绕曲轴力矩作用下各悬置z 向动反力5 0 图5 1 2 优化后系统在绕曲轴力矩作用下各悬置z 向动反力5 1 图5 1 3 优化前系统z 向力作用下动力总成的各向位移5 1 图5 1 4 优化后系统z 向力作用下动力总成的各向位移5 2 v l 图5 1 5 优化前系统z 向力作用下各悬置z 向位移5 2 图5 1 6 优化后系统z 向力作用下各悬置z 向位移5 2 图5 1 7 优化前系统z 向力作用下各悬置z 向动反力5 3 图5 1 8 优化后系统z 向力作用下各悬置z 向动反力5 3 图5 一1 9 优化前系统各悬置的z 向位移时域图5 4 图5 2 0 优化后系统各悬置的z 向位移时域图5 4 图5 2 1 麟1 对0 8 j 1 的影响曲线5 6 图5 2 2k x l 对o b j 2 的影响曲线5 6 图5 2 3l 【1 l 对o b j l 的影响曲线5 6 图5 2 4k y i 对0 8 j 2 的影响曲线5 6 图5 2 5k z l 对o b j l 的影响曲线5 6 图5 2 6k z l 对o b j 2 的影响曲线5 6 图5 2 7l 【) 【3 对o b j l 的影响曲线5 7 图5 2 8 麟3 对o b j 2 的影响曲线5 7 图5 2 9k y 3 对o b j l 的影响曲线5 7 图5 3 0k y 3 对o b j 2 的影响曲线5 7 图5 3 1r , z 3 对嘲1 的影响曲线5 8 图5 3 2k z 3 对o b j 2 的影响曲线5 8 表格清单 表4 1 动力总成的质心坐标3 9 表4 2 动力总成的转动惯量和惯性积4 0 表4 3 各悬置位置坐标4 0 表4 4 各悬置三向刚度值4 0 表4 5 系统优化后各悬置三向刚度值4 2 表4 6 改进前系统固有频率和能量分布矩阵4 3 表4 7 改进后系统固有频率和能量分布矩阵4 3 表5 1 优化前系统的六阶固有频率4 5 表5 2 优化后系统的六阶固有频率4 5 表5 3k x l 对o b j l 和0 8 j 2 的灵敏度5 6 表5 4k y l 对o b j l 和o b j 2 的灵敏度5 6 表5 5k z l 对o b j l 和o b j 2 的灵敏度5 7 表5 6k x 3 对o b j l 和o b j 2 的灵敏度5 7 表5 7k y 3 对0 b j l 和0 8 3 2 的灵敏度5 7 表5 8k z 3 对o b j l 和o b j 2 的灵敏度5 8 v i i 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及取得的研究成果。据我 所知，除了文中特别加以标注和致谢的地方外，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 金目壁王些盔堂 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已在论文中作了明确的说明并表示谢意。 学位论文作者签名： 趸姬 签字日期 学位论文版权使用授权书 善日多e t 本学位论文作者完全了解盒b 王些友堂有关保留、使用学位论文的规定，有权保留并向 国家有关部门或机构送交论文的复印件和磁盘，允许论文被查阅和借阅。本人授权盒g b 王些 芝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，可以采用影印、缩印或扫 描等复制手段保存、汇编学位论文。 ( 保密的学位论文在解密后适用本授权书) 学位论文作者签名 签字日期 主妊 6 睫6e l 学位论文作者毕业后去向： 工作单位： 通讯地址： 导师躲形吃弘 签字日期；加7 年6 月易e t ， 电话： 邮编： 致谢 本文是在导师刘正士教授的悉心指导下完成的刘老师渊博的知识、丰富 的实践经验、严谨的治学态度以及正直的品格，都给予了我莫大的启迪和教育， 令学生永远受益。终身难忘不仅在学业上对我进行耐心指导，在生活中刘老 师也给予了无微不至的关怀，在此，谨向敬爱的导师致以最诚挚的谢意! 在课题的研究过程中，还得到了我校李志远教授、陆益明老师、王勇老师、 陈恩伟老师、王慧师姐、毕嵘、杨飞以及江淮集团专家的指导，帮助我解决了 许多实际问题，在此对他们表示衷心的感谢l 感谢噪声振动工程研究所的所有老师和同学以及“研一2 3 ”班所有同学的关 爱和帮助l 正是这两个充满友谊和激情的集体，给我的大学生活带来了欢乐。 还要衷心感谢在我求学期间一直在生活上和学习上默默支持着我的父母、 姐姐和亲属l 感谢他们在我成长道路上所付出的艰辛l i 作者：王敏 2 0 0 7 0 4 1 1 课题来源及意义 第一章绪论 环境污染之一是噪声，噪声的主要来源之一是汽车，随着汽车向高速化、 轻型化和经济型化方向的发展，其振动噪声问题日益突出。改善车辆的振动和 噪声性能不仅是为了降低噪声污染，满足噪声限制法规的规定，而且，车辆的 振动和噪声性能是影响车辆行驶舒适性的主要因素，是评价车辆质量的重要性 能指标之一为了满足日趋激烈的市场竞争和人们对车辆舒适性的要求，各汽 车生产商已不再停留在只关注车辆的动力性和经济性两个方面，追求低的噪声 和振动水平也成为提高产品竞争力的重要因素。 本文所研究的课题来源于江淮汽车合肥工大汽车技术研究院的“帅铃 轻卡的降噪研究”项目。江淮集团生产的h f c l 0 4 5 k 型“帅铃”轻卡是一种较 高档次的轻型卡车，但其车内噪声比同类型的“五十铃”轻卡要高3 d b c a ) 左右。 江淮集团为了提高其产品的质量和竞争力，以及对“轻卡轿车化”理念的追求， 提出了该项课题，要求通过对“帅铃”轻卡的h f c 4 d a l 1 型发动机的支撑结 构、进气系统、排气系统、燃油系统的研究，提出有助于减振、降噪的优化措 施，使其在动力性能没有太大变化的情况下，使整车的噪声水平能降低约 2 - 3 d b 。对该课题的研究，其意义不仅在于能在该系列的轻型卡车上的应用，而 且对其它类型的车辆降噪也有着一定的指导意义，对整车的n v h ( n o i s e ， v i b r a t i o na n dh a r s h n e s s ，噪声，振动和舒适性) 性能的研究打下一个良好的基 础，具有非常广泛的应用前景。 车辆的振源主要是来自于地面不平所产生的低频随机振动和发动机不平衡 所产生的振动。发动机动力总成悬置系统是汽车振动系统的一个重要子系统， 它是指动力总成与车架之闻的弹性连接系统，其隔振性能的优劣将直接关系到 发动机的振动向车体的传递。合理的设计发动机悬置系统，可以减小由动力总 成传递到车身的激振力，并降低由此激发的车身和底盘相关零部件的振动和噪 声。如果设计不合理，发动机产生的振动和噪声得不到好的控制，严重时甚至 会损坏汽车的零部件，缩短汽车的使用寿命，同时，它还影响到汽车的操纵稳 定性和平顺性，能使驾驶员和乘客产生不舒服和疲惫的感觉。因此，对动力总 成悬置系统的动力性能的研究是整车减振降噪中一个不可忽视的环节。 动力总成悬置系统的设计是一个较复杂的任务，它需要满足一系列的静态 和动态性能的要求，同时又要受到整车布置的限制。随着计算机仿真技术的发 展，虚拟样机仿真分析软件m s c a d a m s 凭借其优越的分析功能，可以较方便 地应用到对动力总成悬置系统的动力学分析中，使得分析过程更加简单。利用 a d a m s 软件，以动力总成悬置系统为研究对象，探讨其在参数改变时的振动 规律，从而可以选择合适的参数，最大限度地减小由发动机传递到车架的振动， 以达到对整车减振和降噪的效果，这在理论和实际上都有着非常重大的意义。 1 2 动力总成悬置系统的国内外现状 1 2 1 悬置的发展概况 动力总成悬置经历了漫长的发展历程。在汽车发展之初，动力总成是直接 刚性地连接在车架上，发动机的振动和变形直接传递给车架，路面激励又通过 车架直接传递给发动机，这样严重影响了汽车的乘坐舒适性，同时还会造成发 动机和其他机械构件的失效。后来，汽车开发者在发动机与车架之间加入了各 式各样的元件，如软木、皮革、布垫、钢弹簧等。由于这些材料没有很好的减 振特性，其所起的减振效果是有限的。直到上世纪二十年代，随着人们对橡胶 的认识水平的提高，橡胶悬置元件开始在汽车上得到了广泛的应用。 1 橡胶悬置 橡胶是一种高弹性的高分子化合物，与其他的减振制品相比，其作为减振 材料的优点在于【1 l 【2 】： 橡胶件的形状不受限制，可自由选择； 各方向的刚度可在一定范围内自由选择，橡胶具有空间弹簧特性，能承 受多向载荷； 冲击刚度大于动刚度，动刚度大于静刚度，有利于减小冲击变形和动态 变形； 橡胶是非压缩材料，具有良好的阻尼特性，其泊松比接近o 5 ，在弹性范 围内的相对滞后值可以达到1 0 6 5 ，动、静模数之比为1 5 左右，所以 兼有弹簧和阻尼器两种作用； 橡胶的弹性变形比金属大得多( 可达1 0 0 0 0 倍以上) ，而弹性模数比金属小 得多( 为1 7 0 0 到i 4 0 0 0 ) ； 橡胶容易与金属牢固地粘合成一个整体，大大地简化了固定和支承结构， 使悬置件的总质量降低； 橡胶内的声速为4 0 - 2 0 0 m s ，钢的声速却为5 0 0 0 m s ： 结构简单，价格低廉，适合成批生产。 因此橡胶悬置同时具有良好的减振、隔音和缓冲性能。减振所用橡胶的品 种很多，可分为天然胶和合成胶两大类【3 1 。天然胶( n r ) 具有较好的综合物理 2 机械性能，如强度、延伸性、耐磨性、耐寒性等，且能与金属牢固粘合，缺点 是耐油性和耐熟性较差。合成橡胶能够满足某些特殊的要求，如丁腈橡胶( n b r ) 的耐油、耐热性好，阻尼也较大；氯丁橡胶( c r ) 耐候性好，可防老化，防臭氧， 但生热太大；丁基橡胶( i r ) 阻尼大，隔振性能好，耐寒、耐臭氧、耐酸方面也 较优越，但与金属粘合困难。由于橡胶原料对橡胶制品的各种性能有很大影响， 通常针对不同的应用环境和使用要求，需要选用不同的橡胶材料或将几种橡胶 共混以及采用某些改性方法来提高橡胶材料的某一项和几项性能。 橡胶悬置的弹性特性与结构型式、自由表面形状、橡胶硬度等因素有关。 不同形状的橡胶悬置，用于不同车型的前支承或后支承，结构型式一旦完成， 可以通过改变橡胶的硬度来改变其弹性特性。发动机前悬置大多采用图l l 所 示的压缩，剪切结构，在工作中同时受到压缩和剪切载荷的作用发动机后悬置 大多采用图1 2 所示的楔形座结构，这种楔形对称结构在工作中易受到压缩和 剪切变形，同时把弹性体部分设计成平行四边形结构还可以消除悬置所受的弯 曲应力，这种楔形悬置在3 个方向上的刚度可以由空间的尺寸和角度来决定， 为各个方向上的刚度调整提供了方便1 4 j 图1 1 发动机前悬置 由于橡胶悬置不能满足低频大阻尼， 构已不能满足人们对车辆舒适性的要求， 图1 2 发动机后悬置 高频低动刚度的特性，纯橡胶块的结 于是人们在此基础上，开发出了具有 附加质量的橡胶悬置和并联液力减振器的橡胶悬置。附加质量的橡胶悬置是利 用附加质量吸收发动机悬置系统的振动，采用的是动力吸振器原理，并联液力 减振器的橡胶悬置是利用液压阻尼来增加悬置的阻尼。 2 液力悬置 早在上世纪四十年代，美国人h a r d i n g 和s t r a c h o u s k y 先后提出了将液压减 振机构与橡胶支撑组成一体的思想【5 l ，1 9 6 2 年通用汽车公司的r e r a s m u s s a n 等人申请了第一个液力悬置专利【6 l 。德国的汽车工程技术界在液力悬置的开发 和应用方面起步较早，1 9 7 9 年大众汽车公司率先在a u d i 轿车上应用了液力悬 置，这是第一次将液力悬置用于实车【5 1 。随后的二十年里，世界上各大汽车公 司都相应的研究开发了用于不同汽车的液力悬置系统，其控制方式也从被动控 制式液力悬置发展到主动控制式液力悬置。1 9 8 8 年德国f r e u d e n b e r g 公司展出 了一种可以随发动机工作负荷和路况的变化而调节阻尼特性的半主动控制式液 力悬置系统。m e t z e l e r 公司在世界上首先开发成功电流变液力的液力悬置。 f r e u d e n b e r g 公司在四轮驱动式四缸发动机上应用了主动控制式液力悬置系统， 这标志着主动控制式液力悬置在实用方面取得突破性进展【7 】。 1 连接螺杆。2 限位挡盘，3 橡胶膜，4 盘状支 承圈，5 底座6 下惯性通道体，7 上惯性通道 体，8 橡胶底膜，9 橡胶主簧座1 0 橡胶主簧。 1 1 杯形骨架 图1 3 被动式液力悬置 图1 4 液力压电式主动悬置 液力悬置的发展经历了被动式、半主动式和主动式。被动式液力悬置的发 展历史悠久，种类繁多，最早出现的是节漉孔式液力悬置，后来又有惯性通道 式液力悬置、解耦器式液力悬置、多液室液力悬置等8 】；半主动控制式液力悬 4 置通过控制液力悬置的结构参数和液体参数来改变液力悬置的减振隔振特性， 典型的半主动控制式液力悬置有控制节流通道截面积的液力悬置、控制惯性通 道截面积和惯性通道长度的液力悬置、利用磁流变液体和电流变液体的液力悬 置等；主动控制式液力悬置是利用控制单元将外部输入的振动信号转换。通过 作动器输出与外部振动同频、等幅、反相的振动，以实现最佳减振的目的。图 卜3 为被动式液力悬置，图1 4 为液力压电式主动悬置。 液力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和 主动控制式，设计生产技术日趋成熟，应用日趋广泛，液力悬置己成为动力总 成悬置未来发展的必然趋势。但是目前由于制造成本、结构尺寸及制造工艺问 题等方面原因的限制，在载货车上液力悬置几乎还未得到应用，还通常采用传 统的橡胶材料作为隔振元件 3 各种新型悬置 随着材料、工业控制技术、加工工艺及相关减振技术的发展，各种新型的 发动机悬置系统层出不穷，满足了各式动力总成系统在减振性能上不同的要求， 比如有钢丝网悬置、钢丝绳悬置、液汽悬置、压电材料悬置、电磁悬置等。 1 2 2 国内外的理论研究概况 整个动力总成悬置系统的振动特性不仅仅依赖于每个悬置件的隔振特性， 而且也依赖于整体的匹配，所以应用优化设计的方法对悬置系统进行研究不失 为一种行之有效的方法。 1 国外研究概况 国外许多专家对动力总成悬置系统的隔振做出了许多有益的研究和探讨。 早在1 9 3 9 年，i l l i f e 就提出了悬置系统设计的一些基本原则。上世纪五十年代， a n o nh o r i s o n 和h o r o v i t z 提出了六自由度解耦理论和解耦的计算方法，这已 经是较成熟的悬置设计理论，推动了今后的研究【9 j 。七十年代，t o s h i os a k a t a 用机械阻抗法研究悬置刚度与车内噪声的关系，b l b e l t e rk n i g h t 利用打击 中心的理论，考虑使各悬置点尽可能靠近弹性体振动节点位置，提出合理布置 动力总成悬置系统的方法。1 9 7 9 年，j o h n s o n 首次将数学的优化技术应用于悬 置系统的设计，他以合理配置系统的固有频率和实现各自由度之间的振动解耦 为目标函数，以悬置刚度和悬置的位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，并且保证了系统六阶固有频率在 所期望的范围内【1 0 1 。1 9 8 2 年，r r a c e a 以限制悬置空间、悬置位置、刚度、固 有频率和振动解耦等方面来考虑悬置的性能，对传统的f r 式悬置系统设计进行 了全面总结【9 】1 9 8 4 年，g e c kp e 等人将发动机悬置系统的最主要作用看成 隔离低频振动，这就要求它的侧倾固有频率要低，以吸收发动机不平衡扭矩引 起的振动。因此，他们以低化侧倾模态为目标对悬置系统进行优化，并提出了 较合理的悬置设计原则【i 。1 9 8 7 年，h h a t a 和h t a n a k a 又用优化悬置位置的 方法，对怠速工况下发动机悬置系统的振动进行了深入研究，指出优化悬置刚 度的效果不如优化悬置位置好；车身弯曲共振频率应高于怠速频率，且越大越 好；动力总成的共振频率应小于1 2 倍的怠速频率【l2 1 。1 9 9 0 年，m d e m i c 以 悬置点响应力和响应力矩为目标函数，对悬置系统位置与特性进行了优化。 2 国内研究概况 国内汽车行业对悬置系统优化的研究起步较晚，但研究非常活跃。国内吉 林大学、清华大学、一汽和二汽等科研企事业单位开展了悬置隔振性能方面的 研究工作1 9 8 3 年，清华大学的徐石安等人开始发动机悬置系统的优化计算， 提出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，获得了较为满意的综合效果【9 】。1 9 9 2 年，长春 汽车研究所的喻惠然等人给出了发动机悬置系统设计的一般要求和原则l l ，并 对c a 6 1 0 2 型发动机的悬置系统进行了基本参数计算和隔振性能研究，提出了 改进方案。同年，第二汽车制造厂的上官文斌等人从工程实用角度出发。在扭 矩轴坐标系中建立优化模型，以系统固有频率为目标函数，充分考虑到系统解 耦、打击中心原理的应用、一阶弯曲模态节点选取等原则进行优化计算，取得 了良好的效果【1 4 】。1 9 9 4 年，孙蓓蓓等人进行了发动机悬置系统解耦方法的研究， 认为只要在各主要激振力方向上有较高程度的解耦就能基本满足要求l l ”。王立 公、冯振东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【5 1 。1 9 9 5 年，清华大学的 徐石安根据传递函数分析振动的方法，探讨了发动机振动模型简化的理论基础、 隔振和解耦的关系，并提出了更适用于计算机寻优的解耦新方法一一能量法解 耦16 1 。能量法解耦是一种非常实用的方法，至今仍有着大量的应用d 7 o $ l 。1 9 9 7 年，吕振华，范让林等建立了液压悬置系统的非线性力学模型和数学模型，介 绍了其参数选择及匹配的方法【”】1 9 9 9 年，裘新等人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振动特性进行了对比分析【2 “。2 0 0 2 年。吕振 华等人建立了发动机液阻悬置的集总参数的力学和数学模型，进行了动态特性 6 仿真1 2 1 1 2 0 0 5 年，吕振华、范让林提出了v 形悬置组布置设计的最小刚度比 约束条件和悬置倾角的选择范围，完善了v 形悬置组的设计方法，这些概念和 设计方法拓展了动力总成悬置系统的弹性解耦设计理论【2 孙。随着计算机仿真技 术的发展，利用分析软件对发动机悬置系统进行优化计算的方法应用越来越普 遍【2 3 粕1 1 2 3 国内外的应用现状 虽然悬置的设计研究经历了较长的历史阶段，到目前为止，已经积累了不 少的经验，但是国内的一些厂家，不管是整车厂、发动机厂还是悬置( 一般是 橡胶件) 厂，在动力总成悬置系统的设计和制造方面，与国外先进汽车生产厂 家相比，还存在着较大的差距。液压悬置的自主设计、开发、制造以及液压悬 置隔振技术在国产汽车上的应用等方面至今尚属于起步阶段。国内大多数汽车 生产厂家还不能像国外厂家那样全恧、系统地进行动力总成悬置系统的设计开 发，没能够形成一整套完整的设计、开发和试验保障体系来满足主机厂家的要 求【9 】同时，由于悬置零部件制造工艺水平的限制，通常的做法就是直接仿制 国外同类机型所用的悬置支撑，以至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。不过，近年来国内的相关生产厂家通过与大专 院校和科研机构合作，开始重视对动力总成悬置系统进行系统的研究和应用。 1 3 本课题研究的主要内容 本课题基于江淮( j a c ) 集团的“帅铃”轻卡振动噪声研究项目，以减小动 力总成的振动向车身传递为主要目的，研究的主要内容有：对动力总成悬置系 统的隔振性能的研究理论进行总结，分析各种方法的特点；对“帅铃”轻卡的 振动和噪声进行测试和分析；介绍动力总成和悬置参数的获取方法：通过编程 对动力总成悬置系统的隔振性能进行优化设计：最后通过m s c a d a m s 软件进行仿 真分析，验证优化的结果。 7 第二章动力总成悬置系统的理论研究 2 1 动力总成悬置系统设计的基本原则 2 2 1 动力总成悬置的功能 前面提到，在汽车发展之初，动力总成是直接刚性地连接在车架上的，发 动机的振动和变形将直接传递给车架，而路面激励也直接通过车架传递给发动 机动力总成，这样严重影响了汽车的乘坐舒适性，同时还会造成发动机和其他 机械构件的失效。直到后来，汽车开发者在动力总成与车架之间加入了各式各 样的弹性支承元件，这种弹性支撑在汽车行业就被称之为“悬置”汽车的动 力总成与悬置构成了汽车的发动机动力总成悬置系统。动力总成悬置既要阻止 发动机向车架或车身传递的振动，同时又担负着阻止路面不平激励传给发动机 的振动和冲击的作用。概括来说，动力总成悬置的功能体现在三个方面口7 1 ： 支承作用 动力总成悬置是一个支承元件，它必须能够承受起动力总成的质量，使其 不至于产生过大的静位移而影响工作。 限位作用 发动机在受到各种干扰力( 如制动、加速或其它动载荷) 作用的情况下，悬 置应能有效的限制其最大位移，以避免发生与相邻零部件的碰撞或干涉，确保 发动机动力总成能正常工作。 隔振作用 动力总成悬置起着双重隔振的作用。它既要阻止作为振源的发动机向车架 传递的振动力，这类隔振形式称为积极隔振；同时，它又要阻止路面不平激励 等传给发动机的振动和冲击，这类隔振形式称为消极隔振。 2 2 2 理想的动力总成悬置系统 动力总成悬置起着支承、限位和隔振的作用。从支承和限位角度来说，考 虑到空间结构的紧凑性和有限性，希望悬置是越硬越好，最好能将动力总成固 定不动。而从隔振角度来说，却希望悬置是越软越好，以期将振动隔离到最小。 此二者是一个矛盾体，因此在悬置系统设计中如何最优化选取悬置刚度是一个 极为重要的问题。同时，为了能使振动得到迅速衰减，悬置还应具有适当的阻 尼，这是动力总成悬置设计的另一个要求 理想的动力总成悬置应隔离发动机转速域内由发动机干扰所引起的振动， 并阻止由冲击激励引起的发动机弹跳。这意味着动力总成悬置的动刚度和阻尼 应是依赖于振幅和频率的，这种特性的改善是动力总成悬置系统发展的关键所 在。因此理想的动力总成悬置应该在低频范围具有较大阻尼，以耗散能量和有 效衰减汽车较大的低频振动；而在高频范围应有较低的动刚度，可以降低车内 噪声，特别是降低车腔共鸣声 2 。2 3 动力总成悬置系统的支承点数【2 0 1 一般较老式的发动机多在风扇端设置一个或两个支承点，而在飞轮端设置 两个支承点；新式的则反过来，在风扇端设置两个支承点，而在飞轮端设置一 个或两个发动机动力总成悬置系统的支承数目主要是根据发动机的类型( 是 汽油机还是柴油机) ，前后承载重量的分配以及激振力的情况而定，较多采用的 是三点或四点支承，对于大型发动机，为了减小动力总成的纵向弯曲变形，有 时还在变速器上加辅助支承，即采用五点支承，重汽公司在早期开发的斯太尔 6 0 9 l h 2 6 0 e 1 2 4 x 2 t a 型中档旅游大客车底盘，就采用了五点支承形式1 2 9 1 。 目前，三点式悬置布置方式在轿车、轻型客车等车型上应用非常普遍，而 四点式悬置布置方式主要用于卡车、重型客车等车型上三点支承的优点是不 管汽车怎样颠簸、跳动，它总能保证各支承点处在一个平面内，这就使每个悬 置所承受的静载与设计值相符，而不受加工误差、装配工艺等的影响，另外由 于发动机舱空间比较紧凑，三点支承布置比较容易。三点式悬置系统的局限性 在于在弹性解耦设计方面比四点式悬置系统要差，有时甚至不能实现弹性解耦 设计。不过。由于三点支承的很多优点，很多汽车发动机即使是采用四点支承 的也力求将飞轮端的两点尽量靠拢，以达到三点支承的效果。 2 2 4 悬置系统弹性支承的布置方式 在工程中，一般遇到的弹性支承的布置多少总带有一定的规律性和对称性， 任意布置的悬置形式会导致悬置元件间各向刚度的相互耦合。除非不得已，或 有某种特殊要求时，一般是不会将它们人为地布置成不对称的。每个隔振器不 论其结构形状如何都可看作由三个相互垂直的弹簧组成，按照这三个弹簧的刚 度轴线和参考坐标轴线问的相对位置关系，悬置系统弹性支承的布置可以有三 种不同方式【3 】【2 引。 1 平置式。 这是一种常见的、传统的布置方式，每个弹性支承的三个相互垂直的刚度 轴各自对应地平行于所选取的参考坐标轴。它的优点是布局简单、安装容易、 易于控制，缺点是难以实现系统横向一一横摇的解耦。 9 2 斜置式 这是一种目前汽车发动机中用得最多的布置方式，又称“v ”型布置在这 种布置方式中，每个弹性支承的三个相互垂直的刚度轴相对于参考坐标轴的布 置是：除一个轴平行于参考坐标外，其他两个轴分别与参考坐标轴有一夹角。 一般斜置式的弹性支承都是成对地对称布置于垂向纵剖面的两侧，但每对之间 的夹角可以不同，坐标位置也可任意。 这种布置方式的最大优点是：它既有较强的横向刚度，又有足够的横摇柔 度，因此特别适用于像汽车发动机这样既要求有较大的横向稳定性，又要求有 较低的横摇固有频率以隔离由不均匀扭矩引起的横摇振动。此外，它还可以通 过斜置角度，布置位置以及隔振器两个方向上的刚度比等的适当配合来达到横 向横摇解耦的目的，这是平置式较难做到的。 “v ”型悬置系统克服了耦合带来的弊端，更有其它方面的优越性，使得“v ” 型悬置系统在动力总成的隔振上应用广泛，效果显著。然而在近十几年来发展 并在较高级轿车上广泛得到应用的具有较强减振降噪功能的液压悬置却绝大部 分都是采用平置式布置。因为要克服平置式带来的刚度耦合的不良影响，可以 采用更软的悬置，而低频共振区可能出现的大振幅振动则可以采用大阻尼来抑 制液压悬置就能在动力总成隔振时所要求的低动刚度和高减振性能之间较好 地协调一致，利用了液压悬置的突出的减振降噪功能就会使耦合带来的不利影 响显得微不足道。实际上液压悬置做倾斜安装时，反而使它在低频大振幅区的 大阻尼功能不能充分发挥作用。这正是液压悬置大多采用平置的原因。 3 汇聚式。 这种布置方式的特点是所有弹性支承的所有隔振器的主要刚度轴均会聚相 交于同一点。除了有良好的稳定性外它最大的优点是可以通过调节倾斜角度和 布置坐标的关系来获得六种完全独立的振动模态。只是这种布置方式实施起来 并不容易，且一般汽车发动机并没有纵向激励，斜置式完全能够满足隔振要求， 因此实际应用不多。 2 2 发动机的振源分析 2 2 1 单缸发动机的激励源【3 0 】【3 1 】 要进行发动机动力总成悬置系统的隔振计算，就要分析该系统受到的所有 振源，首先从单缸发动机的激振力分析开始。 在讨论发动机的振动时，通常是在保证重心位置和总质量不变的条件下， 1 0 根据力学原理，把整套曲柄连杆机构的质量用集中在曲柄销与活塞销上的两个 质量来代替，并把其他不平衡质量也等效地简化到这两点上。通过分别对这两 部分进行受力分析，去除内力，可得单缸发动机的激励源如图2 1 ( a ) ( a ) ( b ) 图2 1 单缸发动机受力简图 重力m g 作用在发动机气缸顶部的气体压力0 。 乒( 墨_ 1 ) 孚 ( 2 1 ) 式中：墨一一活塞顶部气体的爆发压力； d 活塞直径。 活塞对缸壁的敲击力只 活塞的往复惯性力只的大小为 弓= ( 一卅2 ，国2c o sc o t ) + ( - m 2 r c 0 2 2 c o s2 c o t ) = 弓+ 2 2 式中：所2 集中在活塞销上的质量，由活塞组和连杆小端的质量组成； r 一一曲柄半径； 曲轴的角速度( 假设曲轴作匀速圆周运动) ： 元曲柄半径与连杆长度之比 易被称为一阶往复惯性力，其变化频率等于曲轴角速度国，即曲轴每转一 周，它变化一次；被称为二阶往复惯性力，变化频率等于2 ( 0 ，曲轴每转一 周，它要变化两次。 活塞敲击力只的大小为 只= ( 乞+ 0 ) 留 ( 2 3 ) 式中：夕连杆的摆角； 作用在活塞顶部的气体压力，大小与作用在发动机气缸顶部 的气体压力0 。相等。 曲轴作用在轴承上的力虬和以 集中在曲柄销上的质量的离心惯性力e 为 p = 所l ，国2 ( 2 4 ) 式中：由血柄销、曲柄腕的不平衡部分和连杆大端质量组成。 曲轴作用在轴承上的力m 。( 竖直方向) 和“( 水平方向) 大小为 l 札= 只+ 只一ec o s o ) t v o 1 q = 乞留+ 弓留+ p s i n 国f q 。5 综合上述分析，得到了单缸发动机的所有激励力。其中重力m g 为常量，不 会产生振动；曲轴作用在轴承上的铅垂力札。中只有往复惯性力e 和离心惯性 力的铅垂分量一只c o s g 会传到车架上，引起整车的铅垂振动，而气体压力部分 名与作用在气缸顶部的气体压力最相平衡，此力只能使气缸受到拉伸和压缩， 不会传到发动机外去引起汽车振动；曲轴作用在轴承上的水平力虬中的离心 惯性力水平方向分量只s i i l 国f 会传到车架上，引起整车的水平振动；虬中的气 体压力部分足培p 、往复惯性力部分0 辔p 与活塞敲击力巧构成一个反转力矩 坛，该反转力矩与使曲轴旋转的主动力矩大小相等，使发动机缸体绕曲轴轴 线作反向转动，使整车产生横向摆动。因此，单缸发动机的激振力又可简化为 图2 1 ( b ) 所示。 2 2 2 四缸四冲程发动机的激励源 “帅铃”轻卡的发动机是直列四缸四冲程发动机，1 8 0 度均布的曲柄夹角， 作用在整个缸体上的干扰力是各单缸体所受干扰力的矢量和。 水平方向力 弓= p , s i n ( s t = m l r c 0 2 s i n ( c o t + i z ) = 0 ( 2 6 ) 垂直方向力。 只= p , c o s c o t - ( z 易+ ) = 码，国2 c o s ( c o t + i z ) + m 2 r 9 0 2 c o s ( r o t + i z ) + r n 2 r r 0 2 五c o s 2 ( c o t + i z ) = 4 r 2 2 c o s2 a j t ( 2 7 ) 纵向( 沿曲轴方向) 没有作用力 绕水平轴的力矩( 等于各缸铅垂力对y 轴的力矩) 坞= m l r o ) 2 c q s ( 耐+ 动一c o s ( 耐+ 功一坳2 名l , e o s 2 ( 耐+ i z ) ( 2 8 ) 式中；第f 个曲柄到简化中心的距离 因为水平轴两边的气缸对称，采取合理的点火顺序( 如1 - 3 4 2 ) ，就可使两 边的力矩平衡，使得m 。= 0 。 绕铅垂轴的力矩( 等于各缸水平力对x 轴的力矩) 。 鸠= ，2 l is i n ( c o t + i x ) ( 2 - 9 ) 同样，合理的点火顺序可使得铅垂轴两边的力矩平衡，使坂= 0 。 绕曲轴轴线的力矩 必= 略 = 扛+ 材c o s ( 四十功+ 鸭彬2 c o s 2 (