【正文】 上是耦合的，即某個自由度上的激振力（矩）可以引起懸置系統(tǒng)其他單個或多個自由度上的振動。實(shí)踐證明，通過合理配置懸置元件的剛度、阻尼、安裝位置和安裝角度可以使發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)得到較好的隔振性能。圍繞著發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與優(yōu)化，國內(nèi)外許多學(xué)者和工程技術(shù)人員進(jìn)行了深入仔細(xì)的理論和試驗(yàn)研究。1976年，Schmitt和Charles通過研究表明，懸置系統(tǒng)的振動特性主要取決于懸置剛度，而振動幅度則和懸置阻尼的大小有關(guān)。1983年，Clark等人對前置前驅(qū)FF式懸置系統(tǒng)進(jìn)行了仿真計(jì)算，指出由于發(fā)動機(jī)振動時(shí)車架變形小，因此可以把整車系統(tǒng)分解為動力總成懸置系統(tǒng)和車身車架系統(tǒng)來研究，用前者的響應(yīng)作為后者的輸入，對兩個系統(tǒng)分別進(jìn)行計(jì)算機(jī)模擬和試驗(yàn)驗(yàn)證。1990年，Demic以懸置點(diǎn)響應(yīng)力和響應(yīng)力矩為目標(biāo)函數(shù)，對懸置點(diǎn)位置與懸置特性進(jìn)行了優(yōu)化，該方法具有既適合橡膠懸置優(yōu)化，又適合液壓懸置優(yōu)化的特點(diǎn)[9]。他們指出，通過合理的布置懸置元件，使它們的彈性中心位于發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的質(zhì)心處或主慣性軸上，以達(dá)到發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)振動解耦[11]。1994年，孫蓓蓓、張啟軍、孫慶鴻等應(yīng)用一種使發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)剛度矩陣解耦的方法，來實(shí)現(xiàn)懸置系統(tǒng)的振動解耦。1995年，任曉松，王立公根據(jù)汽車傳動系的布置方式的不同，論述了汽車動力總成懸置系統(tǒng)配置的一般原則、原理和規(guī)律，對于汽車動力總成懸置系統(tǒng)的配置及懸置系統(tǒng)的改進(jìn)提供了依據(jù)[5]。2001年，樊興華、陳金玉和黃席樾在研究發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)各種優(yōu)化設(shè)計(jì)方法的基礎(chǔ)上，以整車人機(jī)系統(tǒng)為背景，提出了以人體在垂直方向振動加速度均方根加權(quán)值最小和發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)能量解耦為綜合目標(biāo)的多目標(biāo)優(yōu)化模型，對發(fā)動機(jī)懸置參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)。大多數(shù)汽車企業(yè)在進(jìn)行發(fā)動機(jī)動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)時(shí)，出于技術(shù)和成本方面的原因，都是類比設(shè)計(jì)；沒有形成全面、系統(tǒng)的發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)開發(fā)流程和輔助開發(fā)軟件。發(fā)動機(jī)的振動如果沒有有效的隔離，就會傳到汽車的各個部位，最后到達(dá)駕駛員和乘客，從而影響整車的振動噪聲舒適性。本章主要對下述四個問題進(jìn)行論述：1）發(fā)動機(jī)動力總成的激振力；2）建立懸置系統(tǒng)的動力學(xué)模型，并對該模型進(jìn)行分析；3）懸置系統(tǒng)的隔振理論；4）懸置系統(tǒng)的解耦理論。 頻率高于30Hz的高頻振動源如下：1） 在發(fā)動機(jī)高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，由于慣性力及其力矩使動力總成產(chǎn)生的振動；2） 在變速時(shí)產(chǎn)生的振動；3） 燃燒壓力脈動使機(jī)體產(chǎn)生的振動；4） 發(fā)動機(jī)配氣機(jī)構(gòu)產(chǎn)生的振動；5） 曲軸的彎曲振動和扭振；6） 動力總成的彎曲振動和扭振；7） 傳動軸不平衡產(chǎn)生的振動。由于轉(zhuǎn)矩周期性的發(fā)生變化，導(dǎo)致發(fā)動機(jī)上反作用轉(zhuǎn)矩（又稱傾覆力矩）發(fā)生波動。 對于外振源，歸根結(jié)底是路面的激勵，通過車輪、驅(qū)動系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)及車架等而傳遞到動力總成，所以在選擇懸置系統(tǒng)的固有頻率時(shí)，需要考慮到車輛與發(fā)動機(jī)連接部分的共振頻率。 發(fā)動機(jī)動力總成動力學(xué)模型機(jī)械系統(tǒng)的振動特性，主要決定于系統(tǒng)本身的慣性、彈性和阻尼。最后假設(shè)車架為剛體，這是因?yàn)閼抑迷嚰軅?cè)的振動遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于發(fā)動機(jī)側(cè)。因此，單個懸置元件可以等效為固定于發(fā)動機(jī)與車架之間的3個正交的粘性彈簧[24]?？臻g三維彈性主軸的正交點(diǎn)稱為三維彈性中心。E為三維彈性中心。 發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)動力學(xué)模型的建立發(fā)動機(jī)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，即把發(fā)動機(jī)動力總成視為一個剛體，通過3～4個具有三維彈性的懸置元件支撐在剛性的、質(zhì)量為無限大的車架上[26] 。建立動力學(xué)方程常見的方法有兩種，一種是用牛頓第二定律，另一種是拉格朗日動力方程。 上述方程可以寫成矩陣形式： （214）式中：和分別是系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣和剛度矩陣：；；是位移向量，；是加速度向量，；是激振力向量，；分別為懸置系統(tǒng)的各方向總往復(fù)剛度； 分別為懸置系統(tǒng)的各方向總回轉(zhuǎn)剛度；為懸置系統(tǒng)的系統(tǒng)耦合剛度。動力總成本身的不平衡力（矩）具有周期性和簡諧性的特點(diǎn)，因此分析計(jì)算動力總成懸置系統(tǒng)在正弦激勵下的響應(yīng)問題具有典型的意義。模態(tài)分析法利用質(zhì)量陣、剛度矩陣與模態(tài)矩陣的正交性，將振動微分方程轉(zhuǎn)化為六個獨(dú)立的微分方程式，即實(shí)現(xiàn)系統(tǒng)在模態(tài)坐標(biāo)下的解耦。設(shè)計(jì)發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)需要滿足一定的解耦條件。下面分兩種情況來說明發(fā)動機(jī)隔振原理[27]。由220，221，222可得： （223）式中：為阻尼比，其中為粘性阻尼系數(shù)，為臨界粘性阻尼系數(shù)； 為頻率比。如圖26所示：圖26 不同阻尼比情況下的傳遞率曲線圖分析上圖，我們可以得到如下結(jié)論[1] [23]：1）要使振動得到衰減，即傳遞率小于1，頻率比必須滿足；2）當(dāng)＝1時(shí)，系統(tǒng)發(fā)生共振，小的阻尼會使系統(tǒng)產(chǎn)生過大的振幅，具有極大的破壞性。但在以后，傳遞率變化不大，所以一般取。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。 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，它有兩個優(yōu)點(diǎn)：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。當(dāng)系統(tǒng)以第j階模態(tài)振動時(shí)，定義能量分布矩陣為： （231）式中：分別為第j階振型的第k個和第l個元素；為系統(tǒng)質(zhì)量矩陣的第k行、第l列元素；是第j階固有頻率；k，l，j＝1,2,3,4,5,6。 本章小結(jié) 本章闡述了發(fā)動機(jī)懸置設(shè)計(jì)的理論基礎(chǔ)：分析了發(fā)動機(jī)的激振力；建立了懸置系統(tǒng)的動力學(xué)模型并對其進(jìn)行了分析；從發(fā)動機(jī)單自由度振動出發(fā)，分別討論了激振力來自發(fā)動機(jī)和來自路面時(shí)發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的隔振問題，根據(jù)不同阻尼比情況下的傳遞率曲線可知，必須使激振頻率與系統(tǒng)固有頻率之比值大于才能達(dá)到隔振要求；最后對解耦原理方法進(jìn)行了介紹。懸置系統(tǒng)的隔振效果包括兩個方面：一是當(dāng)汽車在不平坦的路面行駛時(shí)，懸置系統(tǒng)可以減少由于路面不平產(chǎn)生的車架對發(fā)動機(jī)的沖擊，從而防止車架的變形和沖擊導(dǎo)致的發(fā)動機(jī)動力總成的損壞；二是當(dāng)汽車在平坦光滑的路面上行駛時(shí)，懸置系統(tǒng)可以減少來自發(fā)動機(jī)動力總成本身對車架的沖擊以及由此產(chǎn)生的車身振動和噪聲。 2）限位作用：發(fā)動機(jī)在受到各種干擾力(如制動、加速、或其它動載荷)作用的情況下，懸置應(yīng)能有效的限制其最大位移，以避免發(fā)生與相鄰零件的碰撞與干涉，確保發(fā)動機(jī)能正常工作。因此在懸置設(shè)計(jì)中如何優(yōu)化選取懸置剛度是一個極為重要的問題。 發(fā)動機(jī)動力總成參數(shù)的測量 懸置系統(tǒng)的性能除了與懸置元件性能、懸置元件的個數(shù)與安裝位置角度有關(guān)外，還有動力總成自身的參數(shù)有關(guān)，因此進(jìn)行懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)的關(guān)鍵一步就是發(fā)動機(jī)動力總成參數(shù)的獲得，它包括兩部分內(nèi)容：發(fā)動機(jī)激振力參數(shù)和動力總成物理參數(shù)。2）發(fā)動機(jī)動力總成質(zhì)量和質(zhì)心位置的測量用磅秤可測出發(fā)動機(jī)動力總成的質(zhì)量。3）發(fā)動機(jī)動力總成慣性參數(shù)的測量對慣性參數(shù)的測量包括三個參考坐標(biāo)軸的轉(zhuǎn)動慣量及慣性積的測量。對于質(zhì)量大且回轉(zhuǎn)半徑較小的實(shí)體結(jié)構(gòu)而言，采用扭擺法是比較合適的。 懸置點(diǎn)數(shù)懸置點(diǎn)的數(shù)量根據(jù)動力總成的長度、質(zhì)量、用途和安裝方式等決定。1）三點(diǎn)支撐三點(diǎn)懸置與車架的順從性最好，因?yàn)槿c(diǎn)決定一個平面，不受車架變形的影響，而且固有頻率低、抗扭轉(zhuǎn)振動的效果好。圖31 三點(diǎn)支承懸置系統(tǒng) 2）四點(diǎn)支承四點(diǎn)式懸置的穩(wěn)定性好、能克服較大的轉(zhuǎn)矩反作用力，不過扭轉(zhuǎn)剛度較大，不利于隔離低頻振動。由于該支點(diǎn)距動力總成質(zhì)心最遠(yuǎn)，又是過定位點(diǎn)，因此輔助支點(diǎn)剛度不能太大，以避免因車架變形而損壞變速器或懸置支架。由于通過發(fā)動機(jī)重心的各坐標(biāo)軸方向平行于懸置的各彈簧作用線，故沿著某一軸方向的線位移在其余兩彈簧中不產(chǎn)生恢復(fù)力；同樣，繞某一軸回轉(zhuǎn)的角位移在平行于此軸的彈簧中不產(chǎn)生恢復(fù)力。在實(shí)際工作中選擇傾斜角要比消除耦合振動容易實(shí)施，并且能夠取得良好的隔振效果。但是這種布置型式實(shí)施起來并不容易，而且一般汽車發(fā)動機(jī)并沒有縱向激勵，斜置式完全能夠滿足隔振要求，因此會聚式懸置布置方式應(yīng)用并不廣泛。對后懸置來說，距離動力總成的主慣性軸較近，承受較小的扭轉(zhuǎn)負(fù)荷及振幅；同時(shí)，由于它處于發(fā)動機(jī)的動力輸出端，受傳動系不平衡力的嚴(yán)重干擾和外部軸向推力的沖擊，所以當(dāng)發(fā)動機(jī)輸出最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，支撐點(diǎn)出現(xiàn)的最大反作用力也由后懸置來承擔(dān)，因此后懸置的垂直剛度較大。為此，必須從懸置結(jié)構(gòu)上限制過大位移，可采用下列方法[22]：1）增加位移較大的方向上的懸置剛度。在發(fā)動機(jī)怠速運(yùn)轉(zhuǎn)或汽車等速行駛時(shí)發(fā)動機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩較小但激勵力頻率較高，此時(shí)懸置元件的剛度較低，能有效隔離振動；在汽車快速起步或汽車在不平整的路面上行駛時(shí)動力總成產(chǎn)生很大的慣性力，這時(shí)由于懸置元件的剛度變大故能有效的限制動力裝置的振動和位移。在前輪驅(qū)動式和全輪驅(qū)動式汽車中動力總成多在汽車前部縱置或橫置。動力總成質(zhì)心附近的懸置支承了動力總成質(zhì)量的60％～80％，起主要隔振作用；變速箱后部懸置的垂直方向剛度較低，殼限值動力總成的振幅，防止其產(chǎn)生俯仰運(yùn)動。因此，為限制發(fā)動機(jī)動力總成的位移，懸置元件要有必要的剛度。但是在FF式的車輛上，則為差速器（驅(qū)動軸）的輸出轉(zhuǎn)矩。 （2）因?yàn)檐嚿韽澢舱耦l率接近于發(fā)動機(jī)扭轉(zhuǎn)振動頻率域，且振動方向一致，所以容易發(fā)生低速時(shí)的振動。在設(shè)計(jì)上盡可能減小振動的耦合度，采用非線性、變剛度的懸置元件，提高低轉(zhuǎn)矩時(shí)的隔振效率，減小大轉(zhuǎn)矩時(shí)的振動位移。由于剛體共振頻率前后的彎曲模態(tài)相位相反，因此彎曲振動節(jié)點(diǎn)在上述兩個彈性模態(tài)作用下在剛體共振頻率點(diǎn)附近產(chǎn)生移動。另一種動力總成懸置元件是液壓懸置，它是傳統(tǒng)橡膠懸置與液力阻尼組成一體的結(jié)構(gòu)，它能更好的滿足動力總成的隔振要求，有效的衰減汽車振動。一般情況下，橡膠懸置元件的剛度和阻尼與其結(jié)構(gòu)、橡膠的材料和體積有關(guān)。圖38 橡膠懸置元件的基本結(jié)構(gòu)由于橡膠結(jié)構(gòu)的特點(diǎn)，這種懸置元件的剛度和阻尼要么同時(shí)設(shè)計(jì)的大，要么同時(shí)設(shè)計(jì)的小。實(shí)踐證明，液壓懸置的隔振性能比橡膠懸置元件好很多，且液壓懸置元件的剛度比較容易調(diào)節(jié)。液壓懸置在振動作用下壓縮時(shí)，上室A受泵動，液體經(jīng)節(jié)流孔C流入下室B；拉伸時(shí)，上室A體積增加產(chǎn)生真空度，因?yàn)橄鹉z膜3較薄，下室B的壓力等于大氣壓力，于是液體經(jīng)節(jié)流孔C被吸入上室A。由此圖可知，液壓懸置元件在低頻時(shí)的阻尼非常大，特別是在10Hz左右。圖312 非耦合液壓懸置元件與橡膠懸置元件阻尼和剛度的比較圖 2）耦合的液壓懸置元件 解耦式液壓懸置可根據(jù)振動條件，將液壓減振部分與橡膠支承部分解除耦合。這類懸置減振效果好，但隔板與減振盤間易產(chǎn)生解除噪聲。由此圖可知：在低頻時(shí)，耦合懸置元件的剛度與非耦合懸置元件的剛度相近；在高頻時(shí)，耦合懸置元件的剛度降低，彌補(bǔ)了非耦合懸置元件在高頻時(shí)的缺陷。半主動控制式液壓懸置是指可根據(jù)輸入信號，利用低功率作動器調(diào)節(jié)懸置參數(shù)，優(yōu)化懸置動特性，實(shí)現(xiàn)最佳減振降噪目的的液壓懸置，它采用的是開環(huán)控制系統(tǒng)。懸置支架的設(shè)計(jì)對懸置系統(tǒng)的性能也有很大的影響。此時(shí)懸置系統(tǒng)的剛度不僅僅是懸置元件的剛度，而且還取決于支架的剛度，這三者串聯(lián)起來的剛度才是懸置系統(tǒng)的剛度。 為了達(dá)到良好的隔振效果，支架的剛度必須要比懸置元件的剛度大到一定程度?？墒钱?dāng)懸置元件與動力總成構(gòu)成一個六自由度振動系統(tǒng)時(shí)，單一的衰減率評價(jià)指標(biāo)就不夠了。1）懸置元件的衰減率 發(fā)動機(jī)動力總成激勵源的大小與頻率是由發(fā)動機(jī)的結(jié)構(gòu)和特征來決定的，而它的動力學(xué)特性是由動力總成和懸置元件組成的整個系統(tǒng)決定的。也就是說傳遞到被動邊的振動不能大于主動邊振動的十分之一。對應(yīng)于六個自由度，動力總成有六個模態(tài)：前后移動模態(tài)、上下移動模態(tài)、左右移動模態(tài)、橫向轉(zhuǎn)動模態(tài)、縱向轉(zhuǎn)動模態(tài)和左右轉(zhuǎn)動模態(tài)。解耦程度的高低是評價(jià)動力總成懸置系統(tǒng)隔振設(shè)計(jì)好壞的一個重要指標(biāo)。如果橫向轉(zhuǎn)動模態(tài)的頻率與激勵頻率一致，那么動力總成就發(fā)生共振。模態(tài)解耦程度和模態(tài)頻率取決于動力總成的慣性參數(shù)（質(zhì)心、轉(zhuǎn)動慣量）、懸置元件數(shù)目、位置、剛度和阻尼等。優(yōu)化設(shè)計(jì)通常有三個因素：設(shè)計(jì)變量、約束條件和優(yōu)化目標(biāo)[4] [30] [39]。2）約束條件 發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)受到很多因素的制約，比如懸置安裝位置和方位角就受到零部件干涉，懸置支架的設(shè)計(jì)等因素的制約，懸置元件的剛度受到制造水平和滿足懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)要求的制約，比如限位、懸置元件的壽命等。 懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)流程 懸置系統(tǒng)的設(shè)計(jì)是個復(fù)雜的過程，它需要考慮多方面的因素，經(jīng)過設(shè)計(jì)、優(yōu)化、校核、制造、試驗(yàn)、改進(jìn)的過程，并且某些過程可能需要重復(fù)進(jìn)行多次。 4）設(shè)定動力總成前、后懸置支承點(diǎn)的數(shù)目以及布置型式。 8）計(jì)算發(fā)動機(jī)、變速器總成在懸置元件上可能引起的最大轉(zhuǎn)矩反作用力。 12）根據(jù)第11步的計(jì)算結(jié)果，決定優(yōu)化目標(biāo)；根據(jù)第10步的結(jié)果確定約束條件，并根據(jù)實(shí)際情況選擇合適的優(yōu)化變量，對系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化。 15）校核懸置系統(tǒng)十分具備克服其他外力和慣性力的能力，必要時(shí)應(yīng)設(shè)置限位裝置。 19）設(shè)計(jì)定型。傳統(tǒng)的方法多是根據(jù)具體的發(fā)動機(jī)動力總成、主要激振力、安裝條件等因素確定基本的設(shè)計(jì)參數(shù)，然后建立動力學(xué)方程，手工或編程算出振型和模態(tài)頻率、模態(tài)能量的分布等。利用ADAMS能夠建立和測試虛擬樣機(jī)，實(shí)現(xiàn)在計(jì)算機(jī)上仿真分析復(fù)雜機(jī)械系統(tǒng)的運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)性能。 懸置系統(tǒng)動力學(xué)模型的建立 參數(shù)化建模介紹ADAMS提供了強(qiáng)大的參數(shù)化建模功能。ADAMS/View提供了四種參數(shù)化的方法[4042]：1）參數(shù)化點(diǎn)坐標(biāo)：在建模過程中，點(diǎn)坐標(biāo)用于幾何形體、約束點(diǎn)位置和驅(qū)動的位置。4）使用參數(shù)表達(dá)式：使用參數(shù)表達(dá)式是模型參數(shù)化最基本的一種參數(shù)化途徑。 把發(fā)動機(jī)動力總成視為剛體，有質(zhì)心和三個相互垂直的慣