發動機懸置系統的設計

1發動機的工作特性模型懸掛式車輛系統（以下簡稱懸掛式系統）應具備：（1）隔噪功能；（2）工作的限制功能；（3）抗噪聲功能。發動機總成本身是一個內在的振動源，同時又受到來自外部的各種振動干擾，使其處于復雜的振動狀態，引起周圍零件的損壞和乘坐的不舒適等。其中：燃燒激振頻率，是由發動機氣缸內混合氣燃燒，曲軸輸出脈沖扭矩，導致發動機上反作用力矩的波動，從而使發動機產生周期性的扭轉振動，其振動頻率實際上就是發動機的發火頻率，計算公式為：其中：f1———點火干擾頻率，Hz;n———發動機轉速，r/min;i———發動機氣缸數；———發動機的沖程系數(2或4)。慣性力激振頻率，是由發動機不平衡的旋轉質量和往復運動的質量所引起的慣性激振力和激振力矩的頻率。它與發動機的缸數無關，但慣性力的不平衡量與發動機缸數和結構特征有著密切關系。計算公式為：其中：f2———慣性力激振頻率，Hz;n———發動機轉速，r/min;Q———比例系數(一級不平衡慣性力或力矩Q=1、二級不平衡慣性力或力矩Q=2)選用的直列四缸發動機(見圖3)，其主要激振力為低速區段的二階扭矩波動和高速區段的二階慣性力，表達式為(1-3)：其中：Fy=sinγ4mrλω2cos(2ωt)式中，γ為總成布置傾斜角(通常指布置后曲軸與水平面的夾角)；m為單缸活塞及往復運動部分質量；r為曲柄半徑；λ為曲柄半徑與連桿長度之比(λ=r/L)；ω為發動機曲軸角速度(ω=2πn/60)；Me0為發動機輸出扭矩平均值；A為2、3缸中心線至動力總成重心的縱向X距離。2振動耦合與前懸置安裝在確定懸置系統支承點位置時，應該考慮到低速(怠速)和高速時的不同要求。發動機總成在低速運轉時，其自身的彈性振動影響較小，將其看成剛體，按照剛體運動理論進行研究；高速時自身彈性振動影響較大，必須通過試驗得到其彈性振動形態，選擇振幅最小的位置，即將懸置系統支承點布置在彈性振動的節點位置上。在實際設計過程時，首先以較低頻率為對象，從剛體的振動理論出發進行研究，然后以高頻率為對象，通過試驗振動分析確定支承點最合適的位置。當激振頻率較低時，接近懸置系統的固有頻率，有可能發生共振，此時應該盡量避免各階振動的耦合，至少要保證變位行程大或角變位大的主振動，例如由激振力和力矩引起的垂直方向的振動和側傾方向的轉動獨立而不耦合。以皮卡車為例，其發動機總成在作自由扭轉振動時，是以主慣性軸作為扭轉中心軸線，在實際運行中，受到來自曲軸的扭轉外力矩，而主慣性軸與曲軸之間有一個夾角ψ，故發動機總成在作扭轉振動時實際環繞的曲線是扭矩軸(如圖1所示)，它與主慣性軸之間存在一個夾角，角的大小可按式(1-4)計算：其中，Ix和Iz分別為發動機總成對X軸及Z軸的轉動慣量。懸置系統布置時，要盡量使懸置軟墊的彈性中心落在扭矩軸線上，這樣隔振效果最佳。通常將前懸置盡量布置在發動機總成一階彎曲模態的一個節點上，以減小振動傳遞，將后懸置布置在與前懸置互為撞擊中心的共軛點上。現在皮卡車采用的是發動機前置、縱置，四點布置方式，前懸置是V型40°布置，后懸置是平置。由于空間條件的限制，未能滿足撞擊中心理論布置，故要對懸置支承點的位置進行優化。3懸置系統設計要正確選擇錨固的墊壓懸置系統的剛度選取要從兩個方面進行考慮，一是如何確定懸置之間的相對和絕對剛度值；一是如何選擇各剛度的方向。剛度的相對值和懸置系統支承點的布置有關，一旦位置被確定了，也就確定了懸置系統的彈性主軸或者彈性中心，在詳細了解發動機總成的各個參數(重心、質量、慣性主軸、慣性矩)后，就可以確定懸置系統各階固有頻率和固有振動模式；從隔振角度講，剛度的絕對值要求應盡可能低，但是要避免由此產生的發動機總成與周圍零件之間相對位移變大而產生的振動干涉；除了怠速工況、車輛在急轉彎時的離心力、急剎車時的沖擊力及行駛時操縱離合器的軸向推力等作用下，將使發動機總成產生不同方向的位移、加速度，故在懸置系統設計時，要正確選擇懸置軟墊各方向的剛度。前后懸置軟墊的剛度要根據承載量及到重心0的距離合理匹配，達到垂直及俯仰方向上的解耦，有約束方程，式(1-5)：其中，KFV、KRV分別為前后懸置的剛度，LF、LR分別為前后懸置離動力總成重心的縱向距離(如圖2所示)。懸置軟墊的材料應盡量選用天然橡膠，其壓剪比在3～8之間，故有約束方程，式(1-6)：其中，kp、ks分別為懸置軟墊的壓縮剛度和剪切剛度。該皮卡車由于結構布置的限制，不能完全滿足上述約束條件，故要對存在主要激振力和力矩方向的剛度加以限制，建立不同的約束條件和目標函數，對懸置系統進行優化，從而使懸置系統的各階固有頻率控制在激振頻率的倍以下，得到合理的配置，達到有效隔振的目的。4振動耦合自適應該皮卡車在試裝發動機總成后，怠速工況下出現發動機總成抖動較大的現象。分析是因為在外部不平衡慣性力和慣性力矩方向的振動存在耦合，致使振動相互激勵變大，振動頻率范圍變寬，懸置系統隔振效果下降。故要使懸置系統在垂直和側傾方向上的振動實現解耦，進行優化設計。4.1把汽車成像作為運輸總環在進行懸置系統設計時，通常是將發動機總成子系統從整車系統中分離出來單獨進行分析。假設：(1)車架是剛體，并且具有相當大的質量，只考慮發動機總成6個自由度的運動。(2)把發動機總成看作是空間彈性支承著的剛體，且其旋轉角度為常數。(3)把懸置軟墊簡化為沿著空間三個正交軸線，具有彈性的線性彈簧，忽略阻尼。對于該皮卡車懸置系統來說，除作以上簡化外，還要根據各零件間的實際運動關系將運動副簡化成理想約束，比如，活塞銷與活塞、活塞銷與連桿小頭、連桿大頭與曲柄銷簡化成轉動副；活塞與缸體間簡化成平移副；以及飛輪與曲軸有固定副約束等。再根據發動機總成的重量、重心、慣性矩、前后懸置支承點的位置以及各零件的外形尺寸等參數建立模型如圖3所示：4.2固有特性分析在進行懸置系統仿真時，利用ADAMS/Line模塊可以將非線性運動學或動力學方程自動進行線性化處理；利用ADAMS/Vibration模塊作振動分析，計算懸置系統的固有頻率(特征值)、特征向量和狀態空間矩陣，得到懸置系統的固有特性。輸入皮卡車發動機總成參數，見表1、表2，得到懸置系統固有特性表3。由表3知：懸置系統在慣性力和慣性力矩方向，即沿Z軸的垂直振動和繞X軸的側傾轉動方向上的能量百分比分別為76%和61%，解耦程度不高，要進行優化。4.3懸置系統單目標優化本懸置系統以垂直振動及側傾振動的能量解耦為目標，以懸置支承點的剛度和位置參數為設計變量，同時將懸置系統固有頻率的上下限作為約束，采用單目標多變量優化方法進行優化，可得懸置系統的剛度參數、固有特性和能量分布數據，見表4、表5。這樣，按照能量解耦的方法，使發動機總成在慣性力和慣性力矩作用下，沿Z軸的垂直振動和繞X軸的側傾轉動能量分別占各階總能量的98%和96%，基本實現解耦。5基于能量法解耦的懸置系統設計(1）按撞擊中心理論確定懸置支承點的位置只是解耦的方法之一，在懸置系統的實際設計當中，往往由于結構限制而不能滿足。本文基于發動機總成