【正文】 及副車架系統(tǒng)的非線性力學(xué)模型，并進(jìn)行系統(tǒng)固有振動特性的模擬計(jì)算，同時(shí)對液壓懸置和橡膠懸置的隔振特性進(jìn)行了對比分析，并得到實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析結(jié)果的證實(shí)。 1983 年起，徐石安等人在優(yōu)化問題上以懸置處動反力幅值最小為目標(biāo)函數(shù)，適當(dāng)控制系統(tǒng)的固有頻率，取得較好的成果。 重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 發(fā)動機(jī)動力總成懸置振動分析及懸置參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì) 9 圖 12 解耦膜式液壓 懸置結(jié)構(gòu)簡圖 經(jīng)過三十多年的發(fā)展，液壓懸置的設(shè)計(jì)生產(chǎn)技術(shù)日趨成熟，已成為動力總成懸置未來發(fā)展的必然趨勢。 20 世紀(jì) 40 年代， Harding 和 Strachousky 先后提出將液力減振機(jī)構(gòu)與橡膠懸置組成一體思想。 圖 11 動力總成懸置的理想特性曲線 理想的動力總成懸置為了有效衰減因路面和發(fā)動機(jī)怠速燃?xì)鈮毫Σ痪鶆蛞鸬牡皖l大振幅振動，應(yīng)具有低頻大阻尼高剛度特性；為降低車內(nèi)噪聲，提高操縱穩(wěn)定性，應(yīng)具有高頻小阻尼低剛度特性。 1979 年， Johnson 首次將優(yōu)化技術(shù) 應(yīng)用于懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)，他以合理配置系統(tǒng)固有頻率和實(shí)現(xiàn)各自由度之間的振動解耦為目標(biāo)函數(shù)，以懸置剛度和懸置安裝位置為設(shè)計(jì)變量進(jìn)行優(yōu)化計(jì)算，結(jié)果使系統(tǒng)各平動自由度之間的振動耦合大為減少，且保證了系統(tǒng)六階固有頻率在所期望的范圍內(nèi)。隨著對汽車舒適性要求的提高，人們在 1920 年開始用橡膠件來連接動力總成和車架，橡膠件良好的減振隔振特性，減少了動力總成和車體之間的振動傳遞。要滿足上面這些要求，理想的懸置必須滿足低頻高剛度大阻尼，高頻低剛度小阻尼的特性。 隔振是汽車 發(fā)動機(jī) 懸置設(shè)計(jì)的主要目的。支承就是要承受整個(gè) 發(fā)動機(jī) 動力總成的靜質(zhì)量，避免因產(chǎn)生過大的靜變形而影響安裝定位。發(fā)動機(jī) 動力 總成懸置系統(tǒng)是指動力總成與車架或車身的彈性連接系統(tǒng)，該系統(tǒng)設(shè)計(jì)的優(yōu)劣直接關(guān)系到發(fā)動機(jī)振動向車體的傳遞，影響整車的 NVH(Noise, Vibration and Harshness)指標(biāo)。本文以發(fā)動機(jī)總成懸置系統(tǒng)為研究對象，探討其在參數(shù)改變時(shí)的振動規(guī)律，在理論和實(shí)際上都有 很大的意義 。 vibration analysis。 4．根據(jù)動力總成的測試參數(shù)，在 ADAMS 里面建立了該發(fā)動機(jī)動力總成懸置系統(tǒng)的六自由度模型。同時(shí) 了解 了汽車發(fā)動機(jī)動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)的理論與方法。設(shè)計(jì)合理的汽車動力總成懸置系統(tǒng)可以明顯地降低汽車動力總成和車體的振動。這樣不但可以改善汽車的乘坐舒適性，而且還可以延長發(fā)動機(jī)與其它部件的使用壽命。 2．根據(jù)所確定的研究對象，收集分析了該發(fā)動機(jī)及其懸置系統(tǒng)相關(guān)的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)和技術(shù)資料，為之后的分析做準(zhǔn)備。此模型計(jì)算結(jié)果與 MATLAB 程序的計(jì)算結(jié)果的一致性，說明兩個(gè)模型的正確性。 energy decoupling。 汽車的振源主要來自于兩個(gè)方面 :發(fā)動機(jī)和路面。 發(fā)動機(jī) 懸置設(shè)計(jì)的目的是為了隔離發(fā)動機(jī)產(chǎn)生的振動向車體的傳遞，降低路面激勵(lì)對 發(fā)動機(jī)的影響，前者稱為主動隔振， 后者稱為被動隔振 。限位就是防止發(fā)動機(jī)在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中發(fā)生過大位移而與周圍的部件發(fā)生擦撞。懸置系統(tǒng)要隔離的激振力的頻率范圍較寬，路面激勵(lì)的頻率集中在 2～ 3Hz 低頻范圍內(nèi)，發(fā)動機(jī)產(chǎn)生的擾動力頻率在亞音頻 (3～ 20Hz)到音頻 (20～ 1000Hz)這一頻率范圍內(nèi)，這同汽車較寬的行駛速度范圍是相對應(yīng)的。 總的來說，汽車懸置設(shè)計(jì)是一件非常復(fù)雜的工作。 早在 1939 年， Illife 就提出了懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)的一些基本原則 20 世紀(jì) 50年代，但比較為人熟知的是 Horison 和 Horovitz 提出的六自由度解耦理論和計(jì)算方法，他們將汽車動力總成和車架都視 為剛體，將減振橡膠塊視為純彈簧，利用動力總成慣性主軸特性和撞擊中心理論闡述了如何調(diào)整橡膠懸置的安裝位置和懸置剛度，使動力總成的前后懸置的振動相互獨(dú)立，然后分別按單自由度線性振動系統(tǒng)處理，他們認(rèn)為系統(tǒng)垂直方向固有頻率和繞曲軸方向的固有頻率應(yīng)小于發(fā)動機(jī)怠速時(shí)相應(yīng)擾動頻率的三分之一，這樣重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 發(fā)動機(jī)動力總成懸置振動分析及懸置參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì) 8 可以獲得較好的減振效果。 1982年， 以限制空間、懸置位置、剛度、固有頻率和振動解耦等方面來考慮懸置的減振隔振性能，對傳統(tǒng)的 FR 式懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)進(jìn)行了全面總結(jié)。如圖 11 所示為理想的動力總成懸置的特性曲線與橡膠懸置特性對比。之后，外國汽車公司在液壓懸置進(jìn)行了大量研究并投入使用。 國內(nèi)動力總成懸置系統(tǒng)研究的概況 隨著我國汽車工業(yè)的迅速發(fā)展以及人們對汽車乘坐舒適性要求的提高促使了我國汽車科研工作的廣泛深入。1985 年，潘旭峰等人結(jié)合某型客車動力總成懸置參數(shù)設(shè)計(jì)問題，應(yīng)用模糊集理論，通過移頻、解耦，降低懸置處響應(yīng)力等各種途徑，對懸置參數(shù)進(jìn)行模糊多目標(biāo)化，得到了較好的綜合效果。 20xx 年，呂振華等人對國內(nèi)一種轎車的發(fā)動機(jī)液阻懸置建立了集總參數(shù)的力學(xué)和數(shù)學(xué)模型，進(jìn)行了動態(tài)特性仿真，并與實(shí)驗(yàn)測試結(jié)果進(jìn)行了對比分析，其研究方法有一定的指導(dǎo)意義。同時(shí) 了解掌握 了汽車發(fā)動機(jī)動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)的理論與方法。 4．根據(jù)動力總成的測試參數(shù)，在 ADAMS 里面建立了該發(fā)動機(jī)動力總 成懸置系統(tǒng)的六自由度模型。汽車在行駛時(shí)，常因?yàn)槁访娌黄?、車速變化、轉(zhuǎn)向、發(fā)動機(jī)振動、傳動系統(tǒng)不平衡等外部和內(nèi)部的激勵(lì)，產(chǎn)生整車和局部的劇烈振動。這就對發(fā)動機(jī)與車體之間的隔振提出了更高的要求，因此如何更有效的進(jìn)行隔振已成為汽車設(shè)計(jì)的重要課題。 3) 隔振作用：隔振作用包括兩方面，其一是降低動力總成振動向車身的傳遞，使得發(fā)動機(jī)的振動不會影響到整車的性能；其二是衰減由于路面激勵(lì)引起的動力總成振動，使得路面引起的車身振動盡量不影響發(fā)動機(jī)的工作。所以發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)是一個(gè)綜合各方面的因素，綜合考慮的過程。路面激勵(lì)的幅度雖然變化很大，但是基本屬于低頻范圍的，其頻率一般在 以下；而汽車的發(fā)動機(jī)是一個(gè)強(qiáng)烈的振動源及噪聲源，為了提高發(fā)動機(jī)的效率降低耗油率，發(fā)動機(jī)內(nèi)的爆發(fā)壓力不斷提高，因此激振力也大大增加了，相應(yīng)的噪聲振動也更加劇烈了。發(fā)動機(jī)質(zhì)心與懸置頂點(diǎn)不位于同一平面內(nèi)，并且通常有幾種激振力同時(shí)作用，如發(fā)動機(jī)的一階和二階往復(fù)慣性力，它們的作用線沒有一個(gè)是通過系統(tǒng)重心的，會產(chǎn)生力矩，從而產(chǎn)生轉(zhuǎn)動。多一種振動形式就多一種固有頻率，多一次引起共振的機(jī)會，從隔振方面分析， 當(dāng)然是不利的，特別是耦合振動更應(yīng)力求避免，因?yàn)樗鼣U(kuò)大了共振的頻率范圍，從而增加了隔振的困難。當(dāng)一個(gè)實(shí)際振動系統(tǒng)比較復(fù)雜時(shí)，建立的模型越復(fù)雜，越能接近實(shí)際情況，也越能進(jìn)行逼真的模擬，但往往使分析困難；建立模型越簡單，分析越容易，但得到的結(jié)果可能不精確。直到現(xiàn)在由于橡膠懸置的隔振性能、經(jīng)濟(jì)性以及結(jié)構(gòu)簡單等特點(diǎn)，這種懸置仍然被廣泛使用。因此，單個(gè)懸置軟墊可以等效為固定于發(fā)動機(jī)與車架之間的 3 個(gè)正交的粘性彈簧 [6]。 懸置點(diǎn) 的個(gè) 數(shù) 1) 三點(diǎn)支撐 三點(diǎn)支承的發(fā)動機(jī)懸置 ,在我國大客車行業(yè)是一種較為常見的形式。 2) 四點(diǎn)支承 四點(diǎn)支承是大客車最為普遍的發(fā)動機(jī)懸置結(jié)構(gòu)。在這種布置方式中，每個(gè)懸置的三個(gè)互相垂直的剛度軸 u、 v、 w 分別和懸置系統(tǒng)的坐標(biāo)系 ox、 oy、 oz 平行，如圖 22 所示。一般斜置式的懸置都是成對對稱布置在發(fā)動機(jī)動力總成縱剖面的兩側(cè)，但每對懸置之間的夾角可以不相同 ,坐標(biāo) 位置也可以任意，如圖 23 所示。除了有良好的穩(wěn)定性外，會聚式的最大優(yōu)點(diǎn)就是可以通過調(diào)節(jié)懸置傾斜角和安裝位置，來獲得六個(gè)完全獨(dú)立的懸置系統(tǒng)的振動模態(tài)，而無需將各懸置布置在包含發(fā)動機(jī)重心的平面內(nèi)，因此具有一定的價(jià)值。主慣性軸位置可由試驗(yàn)測得。 重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 發(fā)動機(jī)動力總成懸置振動分析及懸置參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì) 19 圖 25 發(fā)動機(jī)安裝角及主慣性軸 動力總成懸置系統(tǒng)動力學(xué)模型的建立 發(fā)動機(jī)動力總成懸置系統(tǒng)的振動模型是以剛體彈性支撐理論作為基礎(chǔ)的，即認(rèn)為發(fā)動機(jī)動力總成為一個(gè)空間自由剛體，通過 3～ 4 個(gè)具有三維彈 圖 26 發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)動力學(xué)模型 性的橡膠懸置支撐在剛性的、質(zhì)量為無限大的車架上。拉格朗日動力方程是從系統(tǒng)的能量和功的角度出重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 發(fā)動機(jī)動力總成懸置振動分析及懸置參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì) 20 發(fā)，只考慮三個(gè)標(biāo)量：動能、勢能以及虛功。則在無激勵(lì)力作用條件下，系統(tǒng)的自由運(yùn)動微分方程可寫成如下形式： mx?=F +F my?=F +F mz?=F +F I θx? +I θy? +I θz? =M +M I θx? +I θy? +I θz? =M +M I θx? +I θy? +I θz? =M +M （ ） 重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 發(fā)動機(jī)動力總成懸置振動分析及懸置參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì) 21 其中， 是發(fā)動機(jī)剛體的平移運(yùn)動引起橡膠墊在 X 方向上的 彈性 反力之和， 是發(fā)動機(jī)剛體旋轉(zhuǎn)運(yùn)動引起的在 X 方向上的 彈性 反力之和； M 是發(fā)動機(jī)剛體平移運(yùn)動引起橡膠墊在 X 方向上的 彈性 反力矩之和， M 是發(fā)動機(jī)剛體旋轉(zhuǎn)運(yùn)動引起的在 X 方向上 彈性 反力矩之和 ，示意圖 27。同時(shí)每個(gè)橡膠墊 轉(zhuǎn)換到 OXYZ 坐標(biāo)系中的 等效剛度矩陣可以表示為 [ ]=[C] [ ][C] 以 表示橡膠墊在 OXYZ 中的 位置 坐標(biāo) ，可以得到 發(fā)動機(jī)剛體平移運(yùn)動引起的第 i 個(gè)橡膠墊產(chǎn)生的彈性反力矩 M = M = M = 所有橡膠墊 由此 產(chǎn)生的彈性反力矩求和，即可得到 M 、 M 、 M 。 重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 發(fā)動機(jī)動力總成懸置振動分析及懸置參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì) 26 各個(gè)橡膠墊在慣性坐標(biāo)系中的坐標(biāo) 。這時(shí)要想達(dá)到比較好的隔振效果，需要使用更軟的懸置元件，這將導(dǎo)致發(fā)動機(jī)動力總成與周圍零部件之間有較大的相對位移，造成與周圍零部件相碰撞，破壞整車的平順性，同時(shí)懸置元件的大位移，會使懸置元件的應(yīng)變增大而影響其使用壽命。 重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 發(fā)動機(jī)動力總成懸置振動分析及懸置參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì) 27 彈性中心法 該方法是靠巧妙的布置懸置來實(shí)現(xiàn)的。反之，被支承物體在產(chǎn)生平移運(yùn)動的同時(shí)，還會產(chǎn)生轉(zhuǎn)動，即兩個(gè)自由度上產(chǎn)生運(yùn) 動耦合。它對彈性系統(tǒng)而言，就像剛體的質(zhì)心，如果剛體質(zhì)心與支承系統(tǒng)的彈性中心重合，則振動將大為簡化。在發(fā)動機(jī)主慣性軸坐標(biāo)系中，發(fā)動機(jī)的質(zhì)量矩陣 M 是解耦的，若系統(tǒng)的剛度矩陣 K 也為對角矩陣，那么懸置系統(tǒng)在主慣性軸坐標(biāo)系中六個(gè)剛體模態(tài)振動解耦。 能量法解耦 目前能量解耦法應(yīng)用較多，它有兩個(gè)優(yōu)點(diǎn) [11~15]： 1）可以在原坐標(biāo)系上對系統(tǒng)解耦； 2）僅需對系統(tǒng)進(jìn)行自由振動分析求得剛體模態(tài)參數(shù)，具有普遍的實(shí)用性。 發(fā)動機(jī)剛體 懸置 振動模態(tài)的耦合程度可以用振動的動能來 定量地 描述： 當(dāng)系統(tǒng) 以 i 階模態(tài)振動時(shí) 總動能為 T= [q ][M][q] 將上式展開，可以得到各個(gè)振動方向上的動能分量： = mx ， = m ， = mz ， = I +I +I )， = I +I +I )， = I +I +I ) 這些動能分量與總動能之比： = ， = ， = ， = ， = ， = 以上這些動能之比可以用來反映模態(tài)的耦合程度， 通常 稱為模態(tài)耦合指示因子 （ Mode Coupling Indicator），簡稱 MCI。 本章小結(jié) 第 1 節(jié)闡述了發(fā)動機(jī)隔振的要求 及其原理 ， 簡單 分析了發(fā)動機(jī)的激振力。 重慶理工大學(xué)畢業(yè)論文 發(fā)動機(jī)動力總成懸置振動分析及懸置參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì) 30 3 動力總成懸置系統(tǒng)振動特性的計(jì)算與分析 某型發(fā)動機(jī)動力總成懸置系統(tǒng)參數(shù) 質(zhì)量 m IXX IYY IZZ IXY IYZ IZX kg Kgm2 Kgm2 Kgm2 Kgm2 Kgm2 Kgm2 表 31 動力總成懸置系統(tǒng)的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量 懸置位置（ mm） 前左懸置 前右懸置 后懸置 0 表 32 懸置 位置 坐標(biāo)（ 慣性 坐