【正文】 動機(jī)動力總成受到各種干擾力（制動、加速、減速等）作用的情況下，懸置系統(tǒng)能有效的限制其最大位移，以避免與相鄰零部件發(fā)生碰撞與干涉。因此我們需要對發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)進(jìn)行研究：分析懸置系統(tǒng)隔振原理以及懸置元件布置規(guī)律，建立設(shè)計流程，對設(shè)計出的懸置系統(tǒng)進(jìn)行分析與評價，對設(shè)計變量進(jìn)行優(yōu)化。發(fā)動機(jī)的振動通過懸置系統(tǒng)傳遞給車身，從而引起車身的振動并通過車廂壁板的振動產(chǎn)生輻射噪聲。因此汽車廠商越來越重視提高汽車的振動噪聲性能，噪聲與振動開始成為汽車開發(fā)工程中最主要的問題之一。它是衡量汽車品質(zhì)的一個綜合性指標(biāo)，它給汽車用戶的感受是最直接的。在此謹(jǐn)向陳教授致以衷心的感謝和崇高的敬意！感謝我的同學(xué)范習(xí)民、鐘秤平、吳趙生、汪念平、陳輝和高煜三年來在學(xué)習(xí)和生活上給予我的幫助。在三年攻讀碩士學(xué)位期間，陳老師無論是在學(xué)習(xí)上還是在生活上都給了我極大的關(guān)心和幫助，使我得以順利完成碩士研究生階段的學(xué)習(xí)。最后對懸置系統(tǒng)的參數(shù)化模型進(jìn)行了二次開發(fā)，形成四點懸置系統(tǒng)的專用分析優(yōu)化模塊。通過分析模態(tài)頻率和振動耦合水平來確定現(xiàn)有懸置系統(tǒng)的好壞。發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)設(shè)計流程及其分析與優(yōu)化The Design Process of Engine Mounting System and The Mounting System’s Analysis and Optimization發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)設(shè)計流程及其分析與優(yōu)化摘 要發(fā)動機(jī)是汽車的主要噪聲、振動源之一，合理設(shè)計發(fā)動機(jī)動力總成懸置系統(tǒng)對改善汽車的乘坐舒適性、降低車內(nèi)外噪聲水平有著重要的作用。最后在ADAMS/Insight中進(jìn)行試驗設(shè)計，進(jìn)行靈敏度分析和優(yōu)化設(shè)計。用戶可以通過菜單、對話框的交互功能，按照操作流程快速、便捷、高效的進(jìn)行類似發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的分析與優(yōu)化。其次，衷心的感謝在三年來一直關(guān)心我和培養(yǎng)我的噪聲振動工程研究所所長陳劍教授。同時也要感謝噪聲振動工程研究所的徐小軍老師在我工作上的鼓勵和幫助。早期的汽車主要是低速行駛，噪聲與振動問題并不突出。發(fā)動機(jī)是汽車的動力源，也是汽車最主要的噪聲與振動源，其激勵力主要有兩類：一是發(fā)動機(jī)旋轉(zhuǎn)運動和上下運動而產(chǎn)生的慣性不平衡；二是由于燃燒而產(chǎn)生的沖擊力。因此發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)隔振性能的優(yōu)劣直接決定了汽車NVH性能的好壞。這些工作在理論和實踐上都具有十分重大的意義。3）隔振作用：發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)必須盡量衰減隔離發(fā)動機(jī)向車架傳遞的振動，同時，懸置系統(tǒng)還要衰減隔離地面不平而引起的車架傳遞給發(fā)動機(jī)動力總成的振動。因此，懸置系統(tǒng)設(shè)計是個系統(tǒng)工程，需要綜合考慮[4]。本文主要對第二點進(jìn)行論述。 1974年，BelterKnight利用打擊中心理論，考慮使懸置點盡可能靠近彈性體振動節(jié)點位置，提出合理布置動力總成懸置的方法。1982年，、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)的前置后驅(qū)FR式懸置系統(tǒng)進(jìn)行了全面總結(jié)。1987年，對怠速工況下發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的振動進(jìn)行了研究，指出車身彎曲共振頻率應(yīng)高于怠速轉(zhuǎn)頻（發(fā)動機(jī)怠速時對應(yīng)的頻率），且越大越好，動力總成的共振頻率應(yīng)小于的怠速轉(zhuǎn)頻[8]。 2000年，Taeseok Jeong和Rajendra Singh通過合理布置發(fā)動機(jī)懸置元件進(jìn)行發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)解耦設(shè)計。1992年，第二汽車制造廠的上官文斌等人在扭矩軸坐標(biāo)系中建立了優(yōu)化模型，以系統(tǒng)固有頻率為目標(biāo)函數(shù)，以系統(tǒng)解耦、打擊中心原理、一階彎曲模態(tài)節(jié)點為約束進(jìn)行了優(yōu)化計算，此方法在工程上很具有實用價值[14]。1995年，程序、張建潤和王志新應(yīng)用模態(tài)綜合理論對整車作振動分析，建立了20個自由度的整車模型，用實際的路面激勵作為輸入，求出座椅的振動響應(yīng)，兼顧各子系統(tǒng)的運動匹配，以座椅加速度響應(yīng)值最小為目標(biāo)，經(jīng)優(yōu)化計算得到發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的最佳參數(shù)[17]。通過四端參數(shù)理論，分析了彈性基礎(chǔ)對發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)隔振性能的影響，得出了發(fā)動機(jī)懸置支承基礎(chǔ)的彈性作用是懸置在高頻區(qū)域隔振效果變差的原因[19]。 主要研究內(nèi)容 目前國內(nèi)在發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)設(shè)計方面與國外先進(jìn)水平相比還存在較大差距。第二章 發(fā)動機(jī)懸置設(shè)計理論基礎(chǔ) 發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)包括發(fā)動機(jī)動力總成（發(fā)動機(jī)、離合器、變速箱）以及三到四個懸置元件；發(fā)動機(jī)動力總成通過懸置元件與車架相連。模態(tài)耦合將導(dǎo)致發(fā)動機(jī)動力總成的振幅加大，共振頻率范圍過寬；若模態(tài)頻率與激振力的頻率相近，將會導(dǎo)致共振。頻率低于30Hz的低頻振動源如下：1）發(fā)動機(jī)低速運轉(zhuǎn)時的轉(zhuǎn)矩波動；2）在發(fā)動機(jī)低速運轉(zhuǎn)時由于慣性力及其力矩使動力總成產(chǎn)生的振動；3）輪胎旋轉(zhuǎn)時由于輪胎動平衡不好使車身產(chǎn)生的振動；4）路面不平使車身產(chǎn)生的振動；5）由于傳動系的聯(lián)軸器工作不佳產(chǎn)生附加力偶和推力，使動力裝置產(chǎn)生的振動。 （1）燃燒激振頻率 發(fā)動機(jī)氣缸內(nèi)混合氣燃燒，通過曲軸輸出脈沖轉(zhuǎn)矩。 不平衡慣性力的激振頻率與發(fā)動機(jī)的缸數(shù)無關(guān)，但慣性力的不平衡量與發(fā)動機(jī)缸數(shù)和結(jié)構(gòu)特征有著密切的關(guān)系。因此，發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)有三個移動和三個轉(zhuǎn)動，并存在不同方向間運動的耦合。同時將各個懸置元件簡化為三個相互垂直的線性彈簧粘性阻尼元件。但是由于發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)一般采用多個懸置元件，各個懸置位置的間距比懸置元件本身的尺寸大得多，因此單個懸置元件由角剛度產(chǎn)生的恢復(fù)力矩比由各個懸置元件聯(lián)合產(chǎn)生的恢復(fù)力矩小得多，并且各個方向的角剛度測量比較困難，所以在建立單個懸置元件動力學(xué)模型時，角剛度可以忽略不計。如下圖所示：圖21 橡膠懸置的三維力學(xué)模型當(dāng)作用于物體的力引起的彈性位移與作用力的方向一致，又無角位移發(fā)生時，位移直線稱為物體在該方向的彈性主軸，沿彈性主軸方向的剛度稱為主剛度。如上圖所示：其中，是相互正交的三彈性主軸，為對應(yīng)的主剛度。設(shè)橡膠支承上沿某一彈性主軸方向作用一簡諧力，其變形為，峰值分別為，變形滯后于載荷的相差為，則有 （23） （24）式23中右邊第一項與變形同相位，其峰值與變形峰值之比定義為動剛度，即 （25）復(fù)剛度和結(jié)構(gòu)阻尼分別定義為 （26） （27）對于整個懸置元件，在局部坐標(biāo)系下，、和方向上的力與其變形的關(guān)系式為: （28）寫成矩陣形式 （29）其中 （210） （211） （212） 式中，為懸置元件在其局部坐標(biāo)系中的反作用力，為懸置元件在其局部坐標(biāo)系中的位移，為懸置元件在其局部坐標(biāo)系中的剛度矩陣。 懸置系統(tǒng)動力學(xué)方程及其分析 針對這樣一個系統(tǒng)，通過建立動力學(xué)方程，可以求解系統(tǒng)的模態(tài)和響應(yīng)。 這個系統(tǒng)的動力方程寫成下面的形式： （213 a） （213 b） （213 c） （213 d） （213 e） （213 f）式中：是動力裝置的質(zhì)量；、 分別為懸置系統(tǒng)繞參考坐標(biāo)軸、的轉(zhuǎn)動慣量；、分別為懸置系統(tǒng)相對于參考坐標(biāo)軸的質(zhì)量慣性積；、分別是作用在質(zhì)心上、方向的力之和；、分別是作用在質(zhì)心處的、方向的力矩之和。如果動力總成在支承處具有較小的響應(yīng)，則系統(tǒng)將具有良好的隔振效果。我們用模態(tài)分析法求解該方程。對六個自由度的系統(tǒng)進(jìn)行隔振分析是非常復(fù)雜的。把發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)簡化為一個單自由度振動系統(tǒng)：發(fā)動機(jī)動力總成簡化為一個剛體，通過一個彈性阻尼彈簧與車架（車身）相連。 假設(shè)動力總成的響應(yīng)比激勵滯后，滯后角為，則位移響應(yīng)為： （222）式中為響應(yīng)的幅值。 傳遞率分析用不同的阻尼比和頻率比代入式226或230，可以得到不同阻尼比下的傳遞率。這個區(qū)域內(nèi)，阻尼能很好的抑制振動幅值，阻尼越大，振動抑制效果越好；～，液壓懸置元件的阻尼比較大，所以液壓懸置在這個區(qū)域內(nèi)防止沖擊的效果很好；5）的區(qū)域是工作區(qū)，此時無論阻尼大小，隨著頻率比增加，傳遞率逐漸趨于零，這正是我們要求的隔振效果。 發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)解耦理論 通常發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的六個固有振型在多個自由度方向上是耦合的，在某個自由度方向進(jìn)行激振就會產(chǎn)生耦合振動，這樣使得共振頻率的范圍大大加寬，增大了共振的機(jī)會。 常用的解耦方法有彈性中心法、剛度矩陣解耦法、能量解耦法等[28] [29]。作用于被支承物體上的一個任意方向的外力，如果通過彈性支承的彈性中心，則被支承物體只會發(fā)生平移運動，而不會產(chǎn)生轉(zhuǎn)動。彈性中心是由彈性元件的剛度和幾何布置決定的，與被支承物體的質(zhì)量無關(guān)。 剛度矩陣解耦法 發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的剛體模態(tài)只與發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣M和剛度矩陣K有關(guān)。 在工程實踐中，使發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的六個剛體模態(tài)解耦沒有必要，一般只要求與發(fā)動機(jī)主要激勵有關(guān)的少數(shù)幾階主要振型能有較高程度的解耦。故系統(tǒng)沿某一個廣義坐標(biāo)的總能量可用最大動能（或勢能）表示。即第j階模態(tài)振動完全解耦[1] [30]。發(fā)動機(jī)隔振是指在發(fā)動機(jī)動力總成與副車架之間插入較柔軟的元件(稱為發(fā)動機(jī)懸置元件),使二者之間的力的傳遞得到衰減。而且重量要盡可能的均勻分配在每個懸置元件上，發(fā)動機(jī)動力總成的重心應(yīng)該在幾個懸置元件中間。從隔振角度來說，希望懸置越軟越好，以將振動隔離到最??；而從支承和限位角度來說，考慮到空間結(jié)構(gòu)的緊湊性和有限性，又希望懸置越硬越好，最好將發(fā)動機(jī)固定不動。本章將針對上述幾個問題進(jìn)行論述。對于不同的發(fā)動機(jī)，其主要激勵力（矩）各不相同，因此確定發(fā)動機(jī)的主要激勵力（矩）對于進(jìn)行發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計非常重要。力矩平衡法也是常用的質(zhì)心測量方法，尤其是用于稱量法不易實現(xiàn)的發(fā)動機(jī)豎直方向高度質(zhì)心位置的測量，其操作方法簡單，實驗設(shè)備要求不高。復(fù)擺法和扭擺法原理簡單，設(shè)備要求不高，測量誤差較小。發(fā)動機(jī)動力總成是通過懸置元件支承在副車架上的，而懸置元件是粘性、彈性元件，二者構(gòu)成了振動系統(tǒng)，對于這個復(fù)雜的振動系統(tǒng)，懸置點的數(shù)量和懸置元件的布置形式直接影響著整個振動系統(tǒng)的固有特性以及六個自由度振動的耦合情況。因為在振動比較大時，如果懸置點的數(shù)目增多，當(dāng)車架變形時，有的懸置點會發(fā)生錯位，使發(fā)動機(jī)或懸置支架受力過大而造成損壞[32]。三點支承具有結(jié)構(gòu)簡單、占用空間少、容易設(shè)計和不易產(chǎn)生定位干涉等優(yōu)點；其缺點是穩(wěn)定性較差,發(fā)動機(jī)的定位不可靠,懸置系統(tǒng)容易損壞。 圖32 四點支承懸置系統(tǒng) 3）五點支承在重型汽車上，因為其動力總成質(zhì)量和長度大，為了避免發(fā)動機(jī)機(jī)體后端面與飛輪殼接合面上產(chǎn)生過大的彎矩，一般在變速器上增加一個輔助支點，從而形成五點式懸置。在這種布置方式中每個懸置的三個互相垂直的剛度軸分別和懸置系統(tǒng)的坐標(biāo)軸、平行，如下圖所示。斜置式懸置布置還有一個特點：系統(tǒng)六個自由度的剛度都和懸置的傾斜角有關(guān)，因此只要合理選擇傾斜角，就能使系統(tǒng)的六個固有頻率落在所期望的范圍內(nèi)[33]。除了有良好的穩(wěn)定性外，會聚式的最大優(yōu)點就是可以通過調(diào)節(jié)懸置傾斜角和安裝位置，來獲得六個完全獨立的懸置系統(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)，因此具有一定的價值。與后懸置相比，前懸置遠(yuǎn)離動力總成的質(zhì)心，因此動力總成的垂直靜負(fù)荷主要由后懸置承擔(dān)，而前懸置主要承受扭轉(zhuǎn)負(fù)荷。 如果動力總成的位移過大，將使動力總成本身或進(jìn)排氣管、操縱機(jī)構(gòu)、管路、接線等和周圍的機(jī)件相碰，產(chǎn)生損傷；同時懸置元件也容易損壞。2）采用非線性、變剛度的懸置結(jié)構(gòu)以同時隔離高頻小激勵引起的振動和限制低頻大激振時的引起的振動位移。后輪驅(qū)動汽車動力總成布置型式有以下四種：（1）動力總成在汽車前部縱置；（2）發(fā)動機(jī)在汽車前部布置，并通過傳動軸與布置在后部的變速箱相連；（3）動力總成在汽車后部縱置或橫置；（4）動力總成在汽車中部縱置或橫置。在動力總成質(zhì)心的左右各有一個懸置，在變速器后部選用一點或者兩點懸置，組成三點或者四點式懸置系統(tǒng)。動力總成橫置的FF式汽車驅(qū)動軸平行于發(fā)動機(jī)曲軸，動力總成輸出扭矩和驅(qū)動反力矩都作用在動力總成前后懸置上；動力總成縱置的FF式汽車驅(qū)動軸垂直于發(fā)動機(jī)曲軸，扭矩激勵作用在車輛前懸置上，驅(qū)動反力矩作用在變速箱懸置上。這一傾覆力矩主要由后懸置來承擔(dān)，力矩方向與發(fā)動機(jī)旋轉(zhuǎn)方向相反，因此在后懸置一側(cè)的元件上將產(chǎn)生很大的額外壓縮負(fù)荷。（1）因降低發(fā)動機(jī)的扭轉(zhuǎn)剛度有一定的難度，很難確保對發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩波動激勵的隔離。懸置系統(tǒng)一般采用四點支承，其中一點為輔助點。當(dāng)激振頻率趨于動力總成剛體共振頻率時，節(jié)點位置向前移動，這時系統(tǒng)繞打擊中心作俯仰運動的剛體模態(tài)和一階彎曲模態(tài)。理想的懸置元件的剛度曲線和阻尼曲線如下圖所示[1]：圖36 理想懸置元件的剛度（阻尼）曲線傳統(tǒng)的橡膠懸置元件結(jié)構(gòu)簡單，成本低，但其阻尼小且在高頻時其剛度較大，因而不利于提高汽車的乘坐舒適性。橡膠懸置元件可以用簡單的彈簧－阻尼模型來表示。3）傾斜式：傾斜式壓縮、剪切特性均好，用于振動輸入大、支承質(zhì)量大的場合。 液壓懸置元件 圖39 液壓懸置元件只使用橡膠懸置元件，很難產(chǎn)生很大的振動阻尼，為了改善沖擊等過大的振動，懸置元件必須具有很大的阻尼力，這就產(chǎn)生了液壓式懸置。橡膠主簧1和橡膠膜3圍成液室，室內(nèi)充滿粘性不可壓縮液體，帶節(jié)流孔的隔板把液室分為A、B兩室，經(jīng)節(jié)流孔相連。圖312為非耦合液壓懸置元件與橡膠懸置元件阻尼和剛度的比較。一般來說，高頻時非耦合液壓懸置元件的剛度比橡膠懸置元件大。當(dāng)高頻小幅振動時，解耦盤隨上室內(nèi)壓力波動在液室間振動，降低了上室的壓力波動，從而降低了動剛度；低頻大幅振動時，上室壓力波動較大，解耦盤被壓力緊緊壓在隔板上，液體經(jīng)慣性通道進(jìn)入下室，從而產(chǎn)生