硕士学位论文-动力总成悬置系统振动灵敏度分析与优化设计(编辑修改稿)

硕士学位论文-动力总成悬置系统振动灵敏度分析与优化设计(编辑修改稿)内容摘要：

准备。 发动机激励分析 单缸发动机的激励力分析 精确分析连杆惯性力时比较复杂，工程上是一般在保证重心位置和总重量不变的条件下，把连杆当作集中在曲柄销 和活塞上的两个质量来处理，并把其他的不平衡也等效地 简化到这两点。 图 21 发动机曲柄连杆机构 上海内燃机研究所硕士学位论文 8 于是发动机曲柄连杆机构的质量 可用简化到曲柄销上的质量 1m 和活塞销上的 2m 来代替，将曲柄连杆机构简化成 图 21 所示的二质量系统。 这样发动机曲柄连杆机构的运动部件的惯性力可分为两部分：往复运动的往复惯性力和旋转部件运动的旋转惯性力。 设曲柄半径为 R ，连杆长度为 L ，曲柄半径和连杆长度比为/RL ，曲柄旋转的角速度为 。 则 ：    c o s c o sX R L R L     21 将 cos 进行傅里叶展开 可以得到 2m 处的加速度 [25]：  2 22 c os c os 2dxX R t tdt        22 往复惯性力为：  22 c o s c o s 2jP m R t t       23 离心惯性力为： 21rP mR  24 该力是大小不变，方向随曲柄转动（指向离心）的并沿曲柄半径的径向力。 一般它不会直接激起曲轴的扭转振动和纵向振动，但它可能激起曲轴的横向振动。 单缸发动机的气体压力分析 由于发动机是间歇 的做功 过程，气缸内的气体压力在一个工作循环内剧烈变化，活塞连杆上的受力如图 22 所示。 图 22 活塞连杆的受力 The force of piston link 上海内燃机研究所硕士学位论文 9 当发动机工作时，作用在曲柄连杆上的主动力为：   2D14gPP 气  25 式中： P气 为活塞顶面上气体的爆发压力； D 为 活塞的直径。 气体力 gP 与往复惯性力 jP 均沿气缸轴线方向 ， 其合力 P 为 ： gjP P P  26 根据活塞的受力平衡方程 可以得到连杆的轴向力 tP 和活塞的侧向压力 nP。 / cossintntPPPP    27 所以曲轴的激振力 矩 为：  s inc o sM P r  28 由式 （ 26） 和式 （ 28）可 以 得 到：    s i nc o sjgM P P r  29 由曲轴的平衡方程 可以 得到支撑的反作用力： c o sta n s inxry t rN P FN P F   210 所以对单缸机来说，只有往复惯性力、旋转惯性力及反扭矩对车身有作用力。 往复惯性力和旋转惯性力通过 发动机曲轴轴承作用于发动机体，而发动机体的振动直接由悬置系统来承担。 气体作用力 是发 动机的内部作用力，在发动机体内就相互平衡了 [25]。 六缸机激励分析 考虑到本文研究的悬置系统的发动机为直列 六 缸四冲程发动机，因而有必 要对其进行激励力分析。 在此将发动机所受激励力和激励力矩分别进行考虑。 直 列六 缸发动机各曲柄之间的夹角为 120176。 上海内燃机研究所硕士学位论文 10 （ 1）往复惯性力 一阶往复力为：  212 2 c o s 2 c o s ( 1 2 0 ) 2 c o s ( 2 4 0 ) 0jP m R t t t           2 11 二阶往复力为：  222 2 c o s 2 2 c o s 2 ( 1 2 0 ) 2 c o s 2 ( 2 4 0 ) 0jP m R t t t           2 12 由上式可知，直列六缸机一阶和二阶不平衡惯性力为 0。 （ 2）旋转惯性力 沿 X 轴旋转惯性力，计算如下： 21 ( 2 c o s ( ) 2 c o s ( 1 2 0 ) 2 c o s ( 2 4 0 ) ) 0rxP m R t t t           2 13 沿 Y 轴旋转惯性力，计算如下： 21 (2 s i n ( ) 2 s i n ( 1 2 0 ) 2 s i n ( 2 4 0 ) ) 0ryP m R t t t           2 14 由上式可知，直列六缸机旋转惯性力为 0。 （ 3）六缸机激励力 根据前面的 受力分析，可以得到 六 缸机激励力的表达 形式为：    0 0 0 0 0TiXQM  215 其中：  1 1 .3 s in 2X e oM M t； [26] eoM 为发动机输出的扭矩平均值。 动力总成激励频率分析 动力总成悬置系统的主要激励源来源于发动机，从隔振角度来看， 一般最关心的是垂向（往复惯性力引起）和绕曲轴方向（旋转惯性力引起）的隔振性能。 汽车发动机的频率范围一般为 20~500 Hz，悬置系统 刚体模态 频率通常分布在5~30 Hz 的区间上， 两者的频率范围之间有一些重叠，如果在激励叠加区有某些方向的运动发生耦合，会产生相互激励而导致振动增大。 只有当激振频率大于系统固有频率的 2 倍时，系统的振动传递率小于 1 时才能起到 隔振的效果，所以要根据发动机激励频率确定悬置系统的频率范围。 路面激励的幅度虽然变化很大，但是基本属于低频范围的，其频率一般在 以下 [27]。 上海内燃机研究所硕士学位论文 11 总的来 说引起发动机自身振动的激励有以下几种。 （ 1）点火脉冲 由于燃料在气缸内爆炸而在发动机体上产生平行于曲轴轴线的力矩。 多缸 发动机由每个缸合成的扭矩是曲轴转角的周期函数，这个作用力由 悬置 系统 承受。 这种周期性的力矩脉动叫做点火脉冲，等点火间隔发动机的点火脉冲频率如式（ 316） 所示。 点火脉冲引起的激振力只在转速比较低的情况下才比较明显。  1 / 30f Nn Z  2 16 式中： N 为气缸数； n 为发动机转速； Z 为冲程数。 （ 2）不平衡旋转质量和往复运动质量所引起的激振频率为： 2 / 60f QN  2 17 式中： Q为 激 振 力 阶 数。 一般来说，发动机的不平衡引起的激振力是离心力 ， 由式（ 27）与式（ 28）知道其 大 小与转速平方成正比， 只有在转速比较高时才明显。 对于本文讨论的六缸柴油发动机，其 6 阶次引起的振动较大。 （ 3） 变速器 不平衡质量引起的激励频率为： 3 /60fn  2 18 由以上分析 ，结合发动机的转速范围可以 得出 动力总成 激励频率 的 范围： m in m a x/ 30 ~ / 60N n Z n  219 动力总成悬置系统 模型的建立 悬置系统建模理论 在对动力总成悬置系统进行动力学分析和优化设计时，需要建立动力总成悬置系统的力学模型 和数学模型。 从隔振的角度，汽车发动机动力总成及其悬置所组成的 系统，其 刚体模态 频率通常为 5~30 Hz，因此可以把发动机总成简化为一上海内燃机研究所硕士学位论文 12 个 具有三个平动 X 、 Y 、 Z 和三个转动 XR 、 YR 、 ZR 的 空间刚体 模型 [28]， 如图23 所示。 图 23 动力总成悬置系统示意图 （ 1）橡胶悬置 现代车辆的发动机总成悬置系统一般采用多个悬置元件，各个悬置位置的间距比悬置元件本身的尺寸大得多，因此单个悬置元件由角刚度产生的恢复力矩比由各个悬置元件联合产生的恢复力矩小得多，而且各方向的角刚度测量比较困难，所以 在建立单个悬置元件动力学模型时，角刚度可以忽略不计。 所以一般悬置元件可以用三向正交的弹簧阻尼元件代替，如图 24 所示，分别定义方向为 u向， v 向和 w 向。 对于单个悬置点，在局部坐标系 e uvw 下， u 、 v 和 w 方向上的力与其变形的关系式为： 图 24 橡胶悬置动力学模型 mount 上海内燃机研究所硕士学位论文 13 uuvvwwF k uF k vF k w                     2 20 写成矩阵形式：     F K U  2 21 式中 ： F 为悬置元件在其局部坐标系 e uvw 中的反作用力； U 为悬置元 件在其局部坐标系中的位移； K 为悬置元件在其局部坐标系中的刚度矩阵。 动力总成悬置 系统 的动能 动力总成悬置系统的动能应为其随质心的平动动能和绕质心的转动动能之和： TT 平 转+T  2 22  1 x2T m y z  平  2 23 2i112 iiT m v 转  2 24 式中： m 为动力总成的总质量； im为动力总成内第 i 个微小质量； iv 为动力总成内第 i 个微小质量相对于质心的速度。 若用 ,ijk 表示沿三个 坐标方向的单位矢量，在微小振动假设条件下动力总成绕质心的角位移和角速度矢量可写为： x y zi j k          2 25 x y zi j k          2 26 动力总成上矢径为 i i j kr x i y j z k     的任一点相对与质心运动的速度是： 上海内燃机研究所硕士学位论文 14 iivr   x y z i j ki j k x i y j z k                       2 27      i y i z i z i i i x i yz y i x z j y x k             动力总成相对于质心的转动动能为： 2i112 iiT m v 转  2 28       2i112 i i y i z i z i i i x i ym z y i x z j y x k                 12 x x y y z z x y x y y z y z z x z xJ J J J J J              式中，动力总成的转动惯量和惯性积是： 221 ()x i i iiJ m y z  2 29 221 ()y i i iiJ m x z  2 30 221 ()z i i iiJ m x y  2 31 1xy i i iiJ m x y  2 32 1yz i i iiJ m y z。