畢業(yè)論文---轎車動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設計研究

1、<p><b>　　目 錄</b></p><p>　　轎車動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設計研究</p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　隨著社會的日益進步和科學技術的不斷發(fā)展，人們對汽車舒適性的要求也越來越高，良好的平順性和低噪聲是現代汽車的一個重要標志。NVH已經成為衡量汽車質量水平的重要指標

2、之一。而動力總成是汽車最重要的振源之一。如何合理設計動力總成懸置系統(tǒng)能明顯降低汽車動力總成和車體的振動已經成為一個重要的課題。</p><p>　　本課題研究的目的是在現有動力總成懸置系統(tǒng)的基礎上，優(yōu)化動力總成懸置系統(tǒng)參數，達到提高整車平順性和降低噪聲的目的。</p><p>　　對動力總成懸置系統(tǒng)進行優(yōu)化仿真，通過比較優(yōu)化前的性能可知，優(yōu)化后懸置系統(tǒng)隔振性能明顯改善。</p>

3、<p>　　關鍵詞：動力總成；懸置系統(tǒng)；優(yōu)化</p><p>　　Investigation on Optimization Design of Plant Mounting System of a Passenger Car</p><p><b>　　Abstract</b></p><p>　　With the increa

4、sing social progress and the continuous development of science and technology, people on the requirements of automotive comfort become more sophisticated and good ride comfort and low noise is an important sign of the mo

5、dern automobile. NVH levels have become an important measure of vehicle quality indicator. The vehicle powertrain is one of the most important vibration source. How to design mounting system can significantly reduce the

6、vehicle powertrain and body vibration has bec</p><p>　　This study is aimed at existing powertrain mounting system, based on parameters optimization of powertrain mounting system, to improve vehicle ride comf

7、ort and reduce noise.</p><p>　　On the optimization of powertrain mounting system simulation, the performance by comparing the known before the optimization, the optimized mounting system significantly improv

8、ed.</p><p>　　Key words: Powertrain;Mounting system;Optimization</p><p><b>　　1緒 論</b></p><p><b>　　1.1選題依據</b></p><p>　　汽車是日常生活中被廣泛應用的交通工具，其本身可以被看

9、作是一個具有質量、彈性和阻尼的振動系統(tǒng)。汽車產生的振動會導致車身與車架之間的連接部件的振動和噪聲，嚴重的時候甚至損壞汽車的零部件，大大縮短汽車的使用壽命：另外也可導致乘客暈車，影響了乘客的身心健康，那些長期處在這種振動環(huán)境下的駕駛員等往往會患上腰椎勞損、胃下垂等職業(yè)病。</p><p>　　引起汽車振動的振源主要有兩個：一是汽車行駛時的路面隨機激勵；二是發(fā)動機工作時的振動激勵。一般來講，路面隨機激勵對駕駛員的手、

10、腳以及乘員的舒適性影響較大，但是隨著道路條件的改善和轎車懸架系統(tǒng)設計的完善，這方面的影響在一定程度上得到緩解；另一方面，現代轎車的設計強調輕量化，采用了新型高強度輕質材料以圖降低整車質量，而發(fā)動機的質量卻難以降低。這樣，發(fā)動機的質量在整車質量中所占比重有所上升。然而發(fā)動機卻多采用平衡性較差的四缸四沖程發(fā)動機；轎車多采用整體式的薄壁結構車身，這樣的車身彈性增加，振動趨勢上升，發(fā)動機對車身的振動激勵相對增加。</p><

11、p>　　隨著經濟的發(fā)展和人民生活水平的提高，汽車的乘坐舒適性越來越受到人們重視，舒適性成了汽車，特別是轎車的主要性能指標。</p><p>　　以上諸多因素使得如何布置懸置以圖獲得較佳的減振降噪效果顯得尤為重要。</p><p>　　1.2國內外的發(fā)展狀況</p><p>　　1.2.1動力總成懸置元件的發(fā)展狀況</p><p>　　懸

12、置的類型很多，從其發(fā)展過程來看，可以分為橡膠懸置、被動式液壓懸置和半主動式、主動控制式液壓懸置。目前大部分汽車上采用的是橡膠懸置和被動式液壓懸置，半主動、主動控制式液壓懸置在實車上應用不太普遍，因此本章只對橡膠懸置和被動式液壓懸置進行介紹。本章所說的液壓懸置是指被動式液壓懸置。</p><p>　　在沒有動力總成懸置裝置之前，動力總成是直接連接到車架上的，其振動直接通過車架傳入駕駛室而降低了乘坐的舒適性。特別是在

13、上個世紀二十年代左右，在汽車上廣泛使用了四缸動力總成，其嚴重不平衡的二階慣性力致使動力總成的振動尤為突出。為此，人們在動力總成和車架之間嘗試過很多的裝置，但效果都不明顯。隨著人們對橡膠產品的認識，其在汽車的隔振上得到了廣泛的應用。</p><p><b>　　一、橡膠懸置元件</b></p><p>　　橡膠屬于高分子材料，具有良好的彈性還具有天賦的內阻尼。橡膠內阻尼

14、產生的</p><p>　　機理是：當外力作用于橡膠時，橡膠分子要克服分子間的內摩擦力，因此產生應變滯后于應力，部分機械能轉化為熱能耗散到周圍環(huán)境中。于是，通過將橡膠硫化到金屬骨架上，這樣各種各樣的橡膠懸置元件就被設計出來了。</p><p>　　汽車發(fā)動機用的橡膠懸置一般是由上下兩片金屬骨架，中間夾一層橡膠組成。金屬骨架可以防止橡膠懸置產生過大變形和作為懸置的連接部分。</p>

15、;<p>　　通過改變橡膠的形狀設計，可以設定橡膠懸置三個方向的剛度之間的關系，以滿足隔振設計的要求。如果想不改變橡膠懸置某個方向的剛度而增加其他方向的剛度，可以通過在橡膠中間裝入鋼板來實現。</p><p>　　橡膠懸置由于工藝簡單、性能可靠、使用和維修方便等優(yōu)點，至今仍在大部分汽車上廣泛使用。</p><p>　　由于發(fā)動機的工作頻帶很寬，大約在10-500Hz范圍內，因

16、此要求懸置元件工作在低頻大振幅時提供較大的阻尼和較大的剛度特性。在高頻低振幅振動激勵下提供低的動剛度和較小的阻尼特性，以衰減高頻噪聲。但是激振頻率大于200Hz時，橡膠懸置的動剛度會突然增加而出現硬化現象而降低舒適性。</p><p>　　因此液壓懸置是為了上述要求而開發(fā)出來，并在國外汽車上得到了廣泛應用。汽車發(fā)動機液壓懸置系統(tǒng)是在上個世紀八十年代迅速發(fā)展起來的一種先進的機械振動控制技術。</p>

17、<p><b>　　二、液壓懸置元件</b></p><p>　　液壓懸置按照控制方式分，可分為：被動式、半主動式和主動式液壓懸置三類。半主動式和主動式液壓懸置的隔振、減振、降噪性能均優(yōu)于被動式液壓懸置。</p><p>　　最初的液壓懸置是靠內部節(jié)流孔尺寸的改變來獲得低頻處比橡膠懸置好的減振特性，但在高頻和橡膠特性差不多。</p><p

18、>　　為提高液壓懸置在高頻的降噪能力，人們進而開發(fā)出慣性通道式液壓懸置，通過控制慣性通道長度與通道截面直徑之比，可以控制液壓阻尼。在慣性通道式液壓懸置上加解耦器之后就形成解耦器—慣性通道是液壓懸置，該液壓懸置可以在高頻內通過調整內部液壓的流量和流向，從而降低高頻動剛度，進而降低高頻振動時的車內噪聲。</p><p>　　八十年代后期，人們開始設計半主動式、主動式動力總成懸置元件，現在已成功地開發(fā)出了半主動式

19、和主動控制式液壓懸置，并在四缸發(fā)動機上得到應用，取得令人滿意的效果。半主動式液壓懸置是根據輸入信號，利用低功率作動器，調整懸置的內部參數及其工作狀態(tài)，優(yōu)化其動特性，從而實現減振降噪目的。主動式液壓懸置是利用控制單元將外部振動輸入信號轉換，并通過作功器輸出與外部激勵同頻等幅、反相響應，以實現減振降噪目的的液壓懸置。</p><p>　　現在應用的主要有節(jié)流孔型和慣性通道型液阻懸置、慣性通道—固定解耦膜型和慣性通道—

20、活動解耦膜型液阻懸置等幾種。</p><p>　　目前運用最為廣泛的是慣性通道—解耦膜式液阻懸置。慣性通道—解耦膜式液阻懸置的物理模型見圖1-1</p><p>　　圖1-1 液壓懸置結構簡圖</p><p>　　主動式液壓懸置已經有應用。同時，液壓懸置也用到汽車的其他部位如駕駛室等。在開發(fā)液壓懸置的同時，人們對液壓懸置進行了大量的理論分析和實驗研究，因液壓懸置

21、具有非線性剛度和阻尼，非線性系統(tǒng)的分析方法應用到液壓懸置的分析上來。</p><p>　　1.2.2動力總成懸置系統(tǒng)國內外發(fā)展概況</p><p>　　現代汽車動力總成大都是通過彈性支承安裝在車架上的，這種彈性支承稱為“懸置”。汽車動力總成和懸置一起構成了汽車動力總成懸置系統(tǒng)。</p><p>　　動力總成的懸置裝置可對在動力總成和車架間傳遞的振動進行雙向的隔離，以

22、降低車內的振動和噪聲。由于動力總成懸置裝置的體積較小，在隔振理論的發(fā)展初期并沒有引起設計者的過多的重視。但隨著車輛向高速、輕型、大功率方向的邁進，使得車身的剛度減小，動力總成振動激勵增大，特別是采用了平衡性較差的動力總成前置前驅動的四缸四行程動力總成，都使車內的振動和噪聲加大。隨著人們對乘坐舒適性的提高，這些現象就必須加以解決。在解決問題的過程中，人們逐漸認識到了動力總成懸置裝置的作用，并可以利用力學知識建立起各種模型。</p&g

23、t;<p>　　隨著人們對橡膠產品的認識，其在汽車的隔振上得到了廣泛的應用。橡膠懸置元件直到現在仍是汽車發(fā)動機懸置的首選元件。</p><p>　　1962年，美國通用汽車公司率先申請了液壓懸置的專利。從20世紀70年代開始，世界各大汽車企業(yè)相繼開展了液壓懸置的研究和應用。1979年德國的Audi公司率先在Audi五缸發(fā)動機上應用了液壓懸置。之后僅幾年時間，美國、日本、法國、韓國等國家都設計開發(fā)了液

24、壓懸置。國外液壓懸置經過多年的發(fā)展，結構由簡單到復雜，由被動式液壓懸置發(fā)展到半主動式和主動式液壓懸置階段。</p><p>　　近年來，隨著各國學者的不斷努力，對于動力總成懸置裝置的隔振性能形成了比較完善的評價指標：降低動力總成低頻和動力總成多階次激勵引起的振動；降低車內噪聲；降低動力總成啟動、熄火、加減速時動力總成的瞬態(tài)振動等。</p><p>　　在國內，由于歷史的原因，我國的汽車科研

25、工作起步較晚，但在改革開放后隨著我國汽車工業(yè)的飛速發(fā)展，各項科研取得了長足的進展，這其中也包括了對懸置系統(tǒng)的研究。從八十年代開始我國已經開始了懸置系統(tǒng)的研究，但在九十年代后取得了更大的成績。國內對液壓懸置的應用始于20世紀90年代。1991年液壓懸置隨著一汽Audi轎車的引進帶入我國汽車界。</p><p>　　1.3本文的工作重點</p><p>　　本研究的目的，是以轎車動力總成懸置系

26、統(tǒng)為研究對象，來提高轎車乘坐的舒適性，提高轎車的品質。本文研究的主要內容有以下幾項：</p><p>　　1 主要介紹動力總成懸置系統(tǒng)的隔振原理，包括隔振的初步分析和引起動力總成振動的振源的介紹。</p><p>　　2 根據動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設計的需要，測定一些相關的實驗，測定了動力總成的主要激振力、質量、質心位置、轉動慣量以及各個懸置支承的位置。</p><p&g

27、t;　　3 應用ProE軟件建立了懸置系統(tǒng)的動力學模型，通過ADAMS軟件對模型進行仿真。</p><p>　　4 對動力總成懸置系統(tǒng)進行優(yōu)化設計，得到比較合理地性能參數匹配。</p><p>　　2動力總成懸置系統(tǒng)理論分析</p><p>　　2.1 動力總成懸置元件模型</p><p>　　2.1.1 橡膠懸置模型</p>

28、;<p>　　只在受力方向發(fā)生彈性位移而不引起其它方向位移，稱此力作用方向為橡膠元件的彈性主軸方向。沿彈性主軸方向的三維彈性主軸相交于一點，稱其為彈性中心。沿彈性主軸方向的剛度為主剛度。橡膠懸置塊可以簡化為一端固定在發(fā)動機動力總成上，另一端固定在車架上的粘彈性體。動力總成在空間做任意方向的運動時，橡膠懸置都將阻止這種運動。因此，橡膠懸置在空間三維方向上都有彈性，具有扭簧的作用。但考慮到動力總成各懸置之間的距離比起懸置本身的

29、尺寸要大的多，它的扭簧作用不很顯著，因此可以忽略不計，在此條件下，橡膠懸置塊的三維中心總是存在的，可將橡膠懸置等效為固定于動力總成與車架之間的粘彈性彈簧。橡膠懸置有三個正交的彈性主軸。u ,v ,w，彈性主軸線的交點。為彈性中力平行于彈性主軸并通過彈性中心時，懸置只產生平移而不產生角位移。其動力學模型見圖2-1。 圖2-1橡膠懸置的三維理學模型</p><p>　　

30、2.1.2液壓懸置模型</p><p>　　由于液壓懸置是一個非常復雜的隔振元件，它的動特性受很多參數的影響，存在時變特性（阻尼與振動速度有關）和頻變特性（動剛度和阻尼隨激振頻率變化），因此它的精確模型建立起來將非常復雜。在動力總成液壓懸置系統(tǒng)分析時，如果將液壓懸置的復雜模型考慮進去，則導致動力總成液壓懸置系統(tǒng)動力學方程無法求解，同時液壓懸置的模型建得過于復雜也沒有必要。因此在動力總成液壓懸置系統(tǒng)分析中，我們只考

31、慮液壓懸置表現出來的外特性，如動剛度和阻尼。實驗表明，液壓懸置的流體部分只對懸置的垂直方向的動特性有影響，而對其他兩個方向基本沒有什么影響。因此，本文將采用圖2-2所示的當量力學模型來表征液壓懸置的垂向動特性，其余兩個方向均按橡膠懸置對待。在圖2-2所示的模型中，液壓懸置的剛度和阻尼滯后角均為激振頻率的函數，具體的函數表達式要通過擬和或插值實驗數據獲得。</p><p>　　2-2 液壓懸置的當量力學模型<

32、;/p><p>　　2.2動力總成懸置系統(tǒng)的布置形式及特點</p><p>　　2.2.1懸置系統(tǒng)彈性支承常用的布置形式</p><p>　　任意布置的懸置形式會導致懸置元件各向剛度的相互耦合，在工程實際中，一般總是讓懸置系統(tǒng)帶有一定的規(guī)律性和對稱性。一般汽車應用的懸置系統(tǒng)有以下幾種基本形式：</p><p><b>　　1.平置式：&

33、lt;/b></p><p>　　這是一種常見的、傳統(tǒng)的布置方式，它布局簡單、安裝容易。在這種布置方式中，每個彈性支承的三個相互垂直的剛度軸各自對應地平行于所選取的參考坐標軸。</p><p><b>　　2.斜置式：</b></p><p>　　這是一種目前汽車發(fā)動機中用得最多的布置方式。在這種布置方式中，每個彈性支承的三個相互垂直的剛

34、度軸相對于參考坐標軸的布置是：除一個軸平行與參考坐標外，其他兩個軸分別與參考坐標有一夾角，一般斜置式的彈性支承都是成對地對稱布置于垂向縱剖面的兩側，但每對之間的夾角可以不同，坐標位置也可任意。這種布置方式的最大優(yōu)點是：它既有較強的橫向剛度，又有足夠的橫搖柔度，因此特別適用于像汽車發(fā)動機這樣既要求有較大的橫向穩(wěn)定性，又要求有較低的橫搖固有頻率以隔振由不均勻扭矩引起的橫搖振動。此外，它可以通過斜置角度，布置位置以及懸置兩個方向上的剛度比等適

35、當配合來達到橫向和平搖相互解耦的目的，這是平置式較難做到的。</p><p><b>　　3.會聚式：</b></p><p>　　這種布置方式的特點是彈性支承的所有懸置的主要剛度軸均會聚相交于一點。除了有良好的穩(wěn)定性外，它最大的優(yōu)點是可以通過調節(jié)傾斜角度和布置坐標的關系來獲得六種完全獨立的振動模態(tài)。只是這種布置方式實施起來并不容易，且一般汽車發(fā)動機并沒有縱向激勵，斜

36、置式完全能夠滿足隔振要求，因此應用不多。</p><p>　　2.2.2支承點的數目及其位置</p><p>　　汽車發(fā)動機動力總成的懸置系統(tǒng)多采用三點或四點支承，支承數目主要是根據發(fā)動機類型（是汽油機還是柴油機），前后載重質量分配以及激振力情況而定的。采用三點支承的優(yōu)點是不管汽車怎樣顛簸、跳動，動力總成系統(tǒng)總能保證各支承點處在一個平面上，這就大大改善了機體的受力情況。目前有很多汽車發(fā)動機

37、即使是采用四點支承的也力求將飛輪端的那兩點盡量靠攏，以達到三點支承的效果。</p><p><b>　　2.3隔振理論</b></p><p>　　機器設備的劇烈振動，不但會降低機器的靈敏度和精確度，嚴重的時候也會損壞機器的零件，使其喪失其使用功能，另外其振動也會對操作者產生影響，所以對機器設備進行有效的隔振是極其重要的。根據振源的不同，人們把隔振分為兩種：主動隔振和

38、被動隔振。振源是機器本身，使其與外界隔離，減少對周圍的影響，稱為主動隔振；若振源來自外界（如支座等），為減少其對機器本身的影響而采取的隔振措施，稱為被動隔振。</p><p>　　安裝在車架上的動力總成的振動是一個多自由度的復雜振動，為了降低其振動產生的不良影響，在動力總成中采用了懸置裝置，從而隔離其振動的傳遞，即動力總成的隔振屬于主動隔振。在動力總成隔振的計算中，我們可以獨立研究其在一個方向上的振動，從而簡化其

39、計算過程，但卻不失一般性。</p><p>　　圖2-3 動力總成單自由度振動簡圖</p><p>　　如圖2-3所示，可將動力總成簡化為單自由度系統(tǒng)，在激勵f(t)=Fsinωt作用下，動力總成傳到車架上的激勵由兩個部分組成，一是通過彈簧傳遞到車架上的力kx，另一個是通過阻尼傳遞到車架上的力c。當動力總成未安裝隔振系統(tǒng)時，傳到車架上的激振力為Fsinωt。從簡諧激振力作用下的強迫振動

40、可以知道系統(tǒng)響應為x=Xsin(ωt- )，其一階導數為=ωXsin(90°+ωt-)。由于兩個力相差90°，所以采取隔振措施后，動力總成傳遞給車架的力為兩力</p><p><b>　　的矢量和：</b></p><p>　　f(t)=kx+c=Fsin(ωt- +γ)

41、 （2-1）</p><p>　　其中:kx=kXsin(ωt- )；c=cωXsin(ωt- +90°)</p><p><b>　　F==kX； X=</b></p><p>　　上述中：X為振動響應的幅值，m；</p><p>　　ω為激勵的圓頻率，rad/s；</p><

42、;p>　　為響應滯后于激勵的相位差，rad；</p><p>　　λ=ω/p，為頻率比，p為系統(tǒng)的固有頻率，rad/s；</p><p>　　ζ=c/c，為阻尼比，c為粘性阻尼系數，Ns/m；</p><p>　　c=2Mp, 為臨界粘性阻尼系數，Ns/m；</p><p>　　M為集中質量，kg；k為彈簧的剛度，Ns/m。</p

43、><p>　　將實際傳遞的力幅F與不平衡力幅F的比值稱為隔振系數（或力傳遞率），用來表示：</p><p>　　== （2-2）</p><p><b>　　以λ為橫坐標，以</b></p><p><b>　　為縱坐標，可以得到&

44、lt;/b></p><p>　　不同阻尼比時的隔振系</p><p>　　數曲線，如圖2-4所示。</p><p><b>　　由此圖可知：</b></p><p><b>　?。?）當λ遠遠的小</b></p><p>　　于1時，激振頻率ω很</p>

45、<p>　　低，此時約為1，相位</p><p>　　差約為0，即動力總成</p><p>　　相對于車架幾乎沒有振動。</p><p>　　（2）當λ為1時，ω</p><p>　　等于p，若阻尼比ζ很</p><p>　　小，系統(tǒng)將發(fā)生共振。阻</p><p>　　尼比ζ越小，共

46、振的峰值</p><p>　　越大，加大阻尼比ζ可以</p><p>　　明顯降低共振的峰值。</p><p>　　圖2-4 隔振系數曲線</p><p><b>　?。?）當λ為時，</b></p><p>　　無論阻尼比ζ為何值，其都為1，即實際傳遞的力幅F與不平衡力幅F相等。</p

47、><p>　?。?）當λ大于2時，小于1，對輸入起衰減的作用，阻尼比ζ越小，λ越大，激勵對車架的影響就越下，對隔振越有利。</p><p>　　由于動力總成的轉速范圍較寬，對其所有的轉速范圍內都得到較好的隔振效果是不現實的。根據動力總成的工作特點，按照轉速范圍的高低，將其工作分為啟動轉速、怠速轉速、加速轉速和常用轉速等幾個區(qū)間。由于怠速轉速和常用轉速是經常使用的轉速，因此一般希望將動力總成的固

48、有頻率安排在啟動轉速所對應的區(qū)間，即使固有頻率較低，以增大λ的數值，得到較好的隔振效果。</p><p><b>　　2.4激振力</b></p><p>　　引起動力總成產生振動的根源:</p><p>　　對動力總成而言，基本受到兩個振源的激勵，一個是汽車行駛的路面，另一個是動力總成和傳動系統(tǒng)的運轉。</p><p>

49、;　　發(fā)動機動力總成激振力主要包括以下方面：</p><p>　　(1)不平衡的回轉運動質量所產生的離心力及離心力矩；</p><p>　　(2)不平衡的往復運動質量所產生的慣性力及慣性力矩；</p><p>　　(3)不平衡的反作用簡諧扭矩； </p><p>　　(4)個別氣缸不發(fā)火或爆發(fā)壓力不均勻； </p><p&

50、gt;　　(5)因機身(曲柄箱)剛性不足導致內力矩輸出引起；</p><p>　　(6)由路面不平坦引起；</p><p>　　(7)由汽車行駛中加速或剎車時的慣性力引起。</p><p>　　在設計動力總成懸置系統(tǒng)時最需關注的前面三項振動源，即不平衡的往復運動質量、回轉運動質量、反作用簡諧扭矩引起的力和力矩。由這三項振動源引起的發(fā)動機組的振動模態(tài)主要是平搖，縱搖及

51、橫搖。一般在高轉速下由不平衡的慣性力和力矩引起的振動大些，而在轉速低時則由不平衡的簡諧扭矩引起的振動大些。</p><p>　　動力總成所產生的振動主要由以下兩個部分組成：</p><p><b>　　(1)點火脈沖</b></p><p>　　在所有的運動方向中，對平順性影響最大的是動力總成側傾方向（橫置動力總成繞橫軸或縱置動力總成繞縱軸）的

52、振動，該振動是由驅動扭矩的周期性波動所產生的。這種周期性的力矩波動叫做點火脈沖，等發(fā)火間隔動力總成的點火脈沖頻率可由下式得出：</p><p>　　f= （2-3）</p><p>　　式中：f為點火脈沖的頻率；</p><p><b>　

53、　n為汽缸數；</b></p><p>　　N為曲軸轉速，r/min；</p><p><b>　　C為沖程數。</b></p><p>　　在設計動力總成的懸置系統(tǒng)的時候，應將其側傾軸與動力總成慣性側傾軸成一直線，并使繞此軸的共振頻率低于最低點火脈沖頻率，這樣可以使發(fā)生在共振頻率以上的扭矩波動衰減。在四缸動力總成和變速器一起驅動時

54、進行怠速的情況下，點火脈沖頻率可能低于20赫茲，因此，有效隔振的要求是10赫茲或更低的側傾軸共振頻率。因為在這種情況下，該系統(tǒng)與簡單二階質量-彈簧動態(tài)系統(tǒng)類似，低于共振頻率的扭矩波動可在支撐處直接感受到，而接近共振頻率時，會出現振動振幅遠大于扭矩本身的變化。</p><p>　　(2)往復/旋轉質量固有的不平衡所產生的振動</p><p>　　由于往復/旋轉質量固有的不平衡而產生慣性力，使

55、動力總成可能產生側傾方向以外的振動。但對于多缸動力總成而言，由于可以在設計上采用一些措施，使部分慣性力相互平衡，不做輸出，例如一階往復慣性力、一階及二階往復慣性力矩和旋轉慣性力矩都相互平衡，不經過動力總成向外輸出振動。影響車身振動的因素主要是作用在動力總成垂直振動方向上的二階往復慣性力、作用于動力總成縱向的一階和二階往復慣性力矩以及作用于動力總成橫向的輸出扭矩的反扭矩。對于此類振動可以采用與防止點火脈沖出現共振的相同的措施，如對于四缸直

56、列動力總成，可采用兩根平衡軸來加以平衡。這兩根平衡軸與曲軸平行且與氣缸中心線等距，旋轉方向相反，轉速相同，都為曲軸轉速的兩倍。兩根軸上都裝有質量相同的平衡重，其旋轉慣性力在垂直于氣缸中心線方向的分力互相抵消，在平行于氣缸中心線方向上的分力則合成為沿氣缸中心線方向的作用力，這個作用力的大小與二階往復慣性力大小相等方向相反，從而平衡其振動?？梢杂孟率絹泶_定往復/旋轉質量固有的不平衡所產生振動的頻率：</p><p>

57、　　f′=QN （2-4）</p><p>　　式中：f′為往復/旋轉質量固有的不平衡所產生振動的頻率；</p><p>　　Q為比例系數，對于一階不平衡力Q為1，二階不平衡力Q為2；</p><p>　　N為曲軸轉速，r/min。</p><

58、p>　　(3)傳動軸（變速器掛直接檔）不平衡質量所引起的振動</p><p>　　可用下式來確定傳動軸（變速器掛直接檔）不平衡質量所引起的振動的頻率：</p><p>　　f′′=N （2-5）</p><p><b>　　2.5本章小結<

59、/b></p><p>　　本章對動力總成懸置系統(tǒng)進行了理論分析，介紹了動力了動力懸置元件的模型，動力懸置系統(tǒng)布置形式，支承數目和位置，分析了隔振理論和產生振動的激振力。</p><p>　　3 動力總成懸置系統(tǒng)模型的建立</p><p>　　3.1動力總成懸置系統(tǒng)簡化和假設</p><p>　　在一般的情況下，由于動力總成懸置系統(tǒng)的固

60、有頻率一般在30Hz以下，遠比系統(tǒng)作為彈性體最低階模態(tài)頻率（大約60Hz以上）低很多，因此動力總成與懸置所組成的振動系統(tǒng)在分析頻段內只存在剛體模態(tài)。我們可以將動力總成懸置系統(tǒng)簡化成為一個六自由度模型，并對動力總成懸置系統(tǒng)動力學特性進行分析。</p><p>　　為了在計算精度允許情況下，提高運算效率，簡化計算公式和方程，對動力總成懸置系統(tǒng)進行了如下假設和簡化：</p><p>　?。?）設

61、系統(tǒng)微幅振動，懸置剛度取為在動力總成懸置系統(tǒng)靜態(tài)平衡點的靜剛度值；</p><p>　?。?）解耦優(yōu)化目的是合理布置系統(tǒng)固有頻率并使各振動模態(tài)間盡量解耦，不涉及到動態(tài)響應的計算，故不考慮系統(tǒng)的阻尼；</p><p>　　（3）不考慮動力總成工作過程中質量特性的變化；</p><p>　?。?）橡膠懸置和液壓懸置均可看作三維空間的粘彈性彈簧，具有平動剛度和扭轉剛度，但

62、各懸置間的距離遠大于懸置本身的尺寸，扭簧的作用不太明顯，故扭轉剛度可忽略，同時認為各平動間不存在耦合，因而各懸置可簡化為具有三個正交彈性主軸的空間彈簧元件；</p><p>　　（5）各個懸置部件因其質量較小而彈性較大，忽略懸置的質量和慣量，同時忽略溫度對懸置彈性參數的影響；</p><p>　?。?）因動力總成的結構模態(tài)頻率遠高于動力總成和地面激勵頻率，故動力總成看作一個剛體；研究動力總

63、成子系統(tǒng)時，基礎車架也視為固定剛性體。</p><p>　　3.2動力總成懸置系統(tǒng)參數測量</p><p>　　在對動力總成的懸置系統(tǒng)進行力學分析和模態(tài)分析以及對其隔振進行優(yōu)化的時候，需要用到一些基本的參數，因此首先需要對這些基本參數進行測量。在這節(jié)中將介紹一些測量懸置系統(tǒng)的質量、質心位置、轉動慣量和慣性積以及懸置剛度的基本方法。</p><p>　　3.2.1 動

64、力總成懸置系統(tǒng)的質量和質心位置的測量</p><p>　　用磅秤很容易測量出動力總成懸置系統(tǒng)的質量。下面介紹兩種測量質心位置的基本方法。</p><p><b>　　（1）力矩平衡法</b></p><p>　　如圖3-1所示，用鋼絲繩和拉力表將動力總成懸置系統(tǒng)懸掛起來，并通過使用水平尺來確保其某一軸（圖中為X軸）水平，記錄下拉力表的讀數和懸掛

65、點的距離L，可根據力矩平衡的原理，得出懸置系統(tǒng)質心在X軸方向上距懸掛點的距離：</p><p>　　圖3-1 質心位置測試示意圖</p><p>　　X= （3-1）</p><p>　　式中：X為懸置系統(tǒng)質心在X軸方向上距懸掛點的距離；</p>&

66、lt;p><b>　　F為拉力表讀數；</b></p><p>　　L為拉力表和懸掛點在X軸方向上的距離；</p><p>　　G為經磅秤所測的懸置系統(tǒng)的重量。</p><p>　　同理可以得到懸置系統(tǒng)質心在Y軸方向上距懸掛點的距離：</p><p>　　Y=

67、 （3-2）</p><p>　　在測量懸置系統(tǒng)質心高度的時候，可將懸置系統(tǒng)的一端吊起，而另一端支承在支點上，但要保證其支點與式3-1、3-2中的懸掛點相同（如圖3-2所示）。測量出拉力表的讀數和所需參數a、b、h、h、h、L，根據力矩平衡的原理，可有如下方程成立：</p><p>　　FLcos+Fhsin+Ghsin=G(L-b)cos&

68、lt;/p><p><b>　　即：</b></p><p>　　h= (3-3) </p><p><b>　　式中：</b></p><p><b>　　=arcsin（）</b></p><p&

69、gt;　　3-2 質心高度測量示意圖</p><p>　　a為懸置裝置上按圖所示任取兩點的直線距離；</p><p>　　h、h為吊起時懸置系統(tǒng)上按圖所示任取兩點到支承點所在水平線的垂直距離；</p><p>　　h、h為Z軸水平時懸置系統(tǒng)質心和懸掛點到支承點所在水平線的距離；</p><p>　　b、L為Z軸水平時懸置系統(tǒng)質心和支承點

70、到懸掛點的距離；</p><p><b>　　（2）經緯儀測量法</b></p><p>　　由于任一連續(xù)物體的自由懸線的延長線必定通過物體的質心，因此我們可以通過使用經緯儀來測量懸置系統(tǒng)的質心位置。測量時，首先用鋼絲繩將被測懸置系統(tǒng)捆吊起來，然后用兩臺互成90°的經緯儀，將其調成水平狀態(tài)。將經緯儀鏡頭上的垂直坐標線對準懸吊鋼絲繩垂直部分的中線，向下延長交于

71、被測懸置系統(tǒng)的表面A、B兩點，其中A為延長線進入懸置系統(tǒng)的點，B為延長線出懸置系統(tǒng)的點。在懸置系統(tǒng)上做出相應的標記。</p><p>　　同理，改變懸掛位置，可以找到另外兩點，即C、D點。然后用大號的卡鉗依次測量出AB、BC、CD、DA、AC、BD的距離。</p><p>　　如圖3-7所示，根據其幾何關系，可以得到質心M相對于B點、D點（或A點、C點）位置的計算公式：</p>

72、<p>　　sin= ， sin= ， sin=sin()</p><p>　　圖3-3 懸置系統(tǒng)相對于缸底平面位置的測試示意圖</p><p><b>　　則有：</b></p><p>　　BM= （3-4）</p&

73、gt;<p>　　DM= （3-5）</p><p>　　式中：S、S為ABD和BCD的面積；</p><p>　　、 、為圖中相應線段之間的夾角；</p><p>　　AB、CD、BD、BM、DM為相應線段的長度。</p><p>　　這樣，質心

74、相對于A、B、C、D四點的位置就確定了，但是由于這個四點是任意確定的，沒有任何特征，不能說明質心的具體位置，因此還需確定質心相對于所需基準面的位置。在實際測量中，可以選定一個測量基準面，如懸置系統(tǒng)中動力總成缸體的底平面。首先使底平面保持水平，然后分別測出AA′、BB′、CC′和DD′的長度。通過圖中的幾何關系，可以求出懸置系統(tǒng)質心相對于基準面的距離MM′′：</p><p>　　MM′=（MM′+ MM′）<

75、;/p><p>　　MM′= BB′+BM（AA′- BB′）</p><p>　　MM′= DD′+DM（CC′- DD′）</p><p>　　因此有： MM′′= MM′-h （3-6）</p><p>　　式中：h為基準面到投影基準面之間的距離，其余

76、均為相應線段的長度。</p><p>　　同理可以確定質心與其它兩個相互垂直的基準面之間的距離，這樣就可以確定質心的空間位置了。</p><p>　　如果動力總成懸置系統(tǒng)是分開來分別測量的，即動力總成總成和變速器總成，可以利用多個離散質量的系統(tǒng)質心合成公式來計算：</p><p>　　r=

77、 （3-7）</p><p>　　式中：r為系統(tǒng)質心的坐標；</p><p>　　M為第i個離散質量；</p><p>　　r為第i個離散質量的質心坐標；</p><p>　　i為離散質量的個數。</p><p>　　3.2.2動力總成懸置系統(tǒng)慣性參數的測量</p>

78、<p>　　對動力總成懸置系統(tǒng)慣性參數的測量主要包括對繞過質心的三個參考坐標軸的轉動慣量和慣性積的測量。獲得精確的慣性參數是對隔振系統(tǒng)進行分析和設計的重要前提。目前測量慣性參數的方法只要有以下幾種：落地測試法、扭擺測試振動法、基于CAD模型的數值計算法、基于實驗模態(tài)分析技術的參數識別法等。</p><p>　　落地測試法適合于結構簡單的軸對稱旋轉剛體，在實際的工程中應用較少；基于CAD模型的數值計算

79、法需要剛體的精確幾何模型，故應用范圍有限，一般可作為其它方法的驗證手段；基于實驗模態(tài)分析技術的參數識別法主要是對剛體振動系統(tǒng)進行激振實驗，通過分析頻響函數，擬合出剛體系統(tǒng)的慣性參數。但由于在分析中所涉及的參數較多、原理復雜，因而誤差分析較難且物理意義不明顯，目前也很少應用；扭擺振動測試法主要是通過測量系統(tǒng)的單自由度扭擺振動周期的計算來確定系統(tǒng)的慣性參數。常用的方法有單軸扭擺法、雙線復擺法和三線扭擺法等。單軸扭擺法和雙線復擺法由于難于形成

80、測試系統(tǒng)且對測量誤差較靈敏而應用性較差。三線擺測試法由于是單軸轉動慣量測試而精度較高且相對誤差可以控制在1%左右，因而在工程中應用較多，如車輛的動力總成。</p><p>　　3.2.3動力總成懸置系統(tǒng)測得的參數</p><p>　　本課題所研究的動力動成包括：發(fā)動機、離合器和變速箱。對于動力總成懸置系統(tǒng)的質量很容易測量，用磅秤就能夠很容易測得發(fā)動機懸置系統(tǒng)的質量，其結果為：整個系統(tǒng)總質量

81、為119kg。</p><p>　　要計算懸置系統(tǒng)的固有特性，必須對懸置進行x、y、z三向的靜、動剛度測量。靜剛度的測量是在實驗臺上對懸置進行緩慢加卸載，測得懸置的載荷變化ΔF及相應的變形ΔS，二者的比值ΔF/ΔS即為靜剛度。由于在不同的動載荷作用下，懸置的剛度不同，應對其進行動剛度測量。</p><p>　　所選參考坐標系為圖3-2中的坐標系：以動力總成質心為原點，沿曲軸方向指向發(fā)動機前

82、端為X軸，指向發(fā)動機左側為Y 軸，垂直向上為Z軸。根據實驗報告得懸置參數如下表3-2及表3-3所示。</p><p>　　表3-1 動力總成的質量和在質心坐標系下的轉動慣量</p><p>　　表3-2 懸置相對質心的坐標位置（mm）</p><p>　　表3-3 懸置各項剛度值（N/mm）</p><p>　　3.3 懸置總成動力學

83、模型的建立</p><p>　　本章對動力總成懸置系統(tǒng)進行仿真計算的首要工作就是要建立動力總成懸置系統(tǒng)的動力學模型，在驗證了模型正確性的基礎上，對所建立的模型進行仿真分析。運用動力學仿真軟件ADAMS對所建立的動力總成懸置系統(tǒng)模型進行模擬計算，可算出系統(tǒng)固有頻率、振型矩陣以及系統(tǒng)的能量分布等。</p><p>　　一、Pro/E軟件的介紹</p><p>　　Pro

84、/E是美國參數技術公司（PTC）推出的一種CAD/CAE/CAM軟件。它具有基于特征、全參數、全相關、單一數據庫等特點。它自推出以來，由于其強大的輔助設計和輔助制造功能，很快得到業(yè)內人士的普遍歡迎，并迅速成為當今設計最為流行的CAD/CAM軟件之一。他的系統(tǒng)應用范圍跨越許多行業(yè)，比如航空、航天、汽車、船舶、兵器、機械工業(yè)、模具、工業(yè)設計、信息家電、通訊電子等3C產業(yè)等等。功能應用包括實體與曲面設計、零件組裝、二維工程圖制作、管路設計、異

85、種格式文件處理、機構仿真與有線元素分析等CAE技術、鈑金設計、模具設計、電纜設計、機械加工、逆向工程、同步工程、電路設計等。</p><p>　　同時，Pro/E又是一種集成化的CAD/CAE/CAM軟件，它提供了一整套完整的機械產品解決方案。該軟件具有如下特點。</p><p>　　全參數化：Pro/E是世界上第一個商品化的參數化設計軟件，參數化技術被稱為CAD/CAM技術發(fā)展史上的第三

86、次技術革命，它使零件的設計修改變得方便易行，用戶在任何時候都可以對零件的設計尺寸進行修改。</p><p>　　基于特征的實體建模：Pro/E采用基于特征的實體建模技術，實體建模是當今CAD技術的先進建模技術?；谔卣鞯睦砟?，使軟件的設計與加工思想可與工程師的思路完全吻合，從而使設計、加工簡單易行。</p><p>　　全相關：由于Pro/E采用單一的數據庫，這使得零件設計、模具設計、加工

87、制造等任何一個環(huán)節(jié)對數據的修改，都可自動地反映到其他相關的各個環(huán)節(jié)，從而保證設計、制造周期大為縮短，有力地推動了企業(yè)的技術進步。</p><p>　　二、運用Pro/E建立動力總成模型</p><p><b>　　1繪制發(fā)動機缸體</b></p><p>　　打開ProE軟件，新建零件，選用單位為mm，選用拉伸命令繪制出缸體：</p>

88、;<p><b>　　2繪制變速箱系統(tǒng)</b></p><p>　　運用旋轉命令和拉伸命令得到：</p><p><b>　　6繪制進排氣管：</b></p><p>　　運用掃描命令繪制出進排氣管：</p><p>　　再運用復制特征命令繪出其他的排氣管：</p>&l

89、t;p><b>　　3.4本章小結</b></p><p>　　本章對動力總成懸置系統(tǒng)進行簡化和假設，方便建立模型，建模需要對系統(tǒng)的參數進行測量，測量系統(tǒng)的質量、質心的位置和慣性參數。然后運用ProE軟件建立懸置系統(tǒng)的模型。</p><p>　　4動力總成懸置系統(tǒng)仿真</p><p>　　4.1ADAMS軟件的介紹</p>

90、<p>　　ADAMS，即機械系統(tǒng)動力學自動分析（Automatic Dynamic Analysis of Mechanical Systems），該軟件是美國MDI公司（Mechanical Dynamics Inc.）開發(fā)的虛擬樣機分析軟件。ADAMS軟件使用交互式圖形環(huán)境和零件庫、約束庫、力庫，創(chuàng)建完全參數化的機械系統(tǒng)幾何模型，其求解采用多剛體系統(tǒng)動力學理論中的拉格朗日方程方法，建立系統(tǒng)動力學方程，對虛擬機械系統(tǒng)進行靜

91、力學、運動學和動力學分析，輸出位移、速度、加速度和反作用力曲線。</p><p>　　ADAMS軟件的仿真可用于預測機械系統(tǒng)的性能、運動范圍、碰撞檢測、峰值載荷以及計算有限元的輸入載荷等。</p><p>　　ADAMS/View是ADAMS系列產品的核心模塊之一，采用Parasolid內核進行實體建模，并提供了豐富的零件幾何圖形庫、約束庫和力、力矩庫，并且支持布爾運算、支持FORTRAN

92、/77和FORTRAN/90中的函數。除此之外，還提供了豐富的位移函數、速度函數、加速度函數、接觸函數、樣條函數、力/力矩函數、合力/力矩函數、數據元函數、若干用戶子程序函數以及常量和變量等。</p><p>　　后處理模塊ADAMS/Postprocessor，可以為用戶觀察模型的運動提供所需的環(huán)境，可以輸入測試數據，并將測試數據與仿真結果數據進行繪圖比較，還可以對數據結果進行數學運算、對輸出進行統(tǒng)計分析，可以

93、改變圖表的形式，也可以添加標題和注釋；可以載入實體動畫，從而加強仿真分析結果數據的表達效果；還可以實現在播放三維動畫的同時，顯示曲線的數據位置，從而可以觀察運動與參數變化的對應關系。</p><p>　　4.2懸置系統(tǒng)的分析與評價</p><p>　　如上所述，發(fā)動機懸置系統(tǒng)的評價指標主要有懸置元件的振動衰減率是否滿足要求；振動的解耦程度是否滿足要求；模態(tài)頻率的分布是否滿足要求。第一個主要

94、通過實驗測得，故首先來分析后兩個因素。</p><p>　　發(fā)動機動力總成懸置系統(tǒng)的動力學模型是一個空間六自由度的振動系統(tǒng)，分別為沿X、Y、Z方向的平動和繞X、Y、Z軸的轉動。通常把沿X方向的運動稱為縱移，沿Y方向的運動稱為橫移，沿Z方向的運動稱為豎移，繞X軸的轉動稱為傾移，繞Y 軸的轉動稱為俯仰，沿Z軸的轉動稱為橫擺。對于實際的發(fā)動機懸置系統(tǒng)，其固有振型一般不是單一的沿上述六個方向的，而是沿著某幾個方向的運動合

95、成，并且在發(fā)動機激振以后好存在耦合振動，即同時存在2個以上的振型。</p><p>　　利用ADAMS/Vibration模塊進行模態(tài)頻率分布分析。</p><p>　　ADAMS/Vibration是進行頻域分析的工具，可以來檢測ADAMS模型的受迫振動，所有輸入輸出都將在頻域內以振動的形式描述。通過運用ADAMS/Vibration可以實現各種子系統(tǒng)的裝配，并進行線性振動描述然后利用后

96、處理模塊ADAMS/PostProcessor進一步做出因果分析與設計目標設置分析。在ADAMS軟件中，利用其Vibration振動分析模塊進行固有特性分析。Vibration振動分析模塊是ADAMS軟件的一個插件，可在ADAMS/View中加載如圖4-1。利用該模塊的Normal Mode Analysis進行模態(tài)分析，可得到系統(tǒng)的六階固有頻率及相應的模態(tài)動畫。表4-2是懸置系統(tǒng)模型仿真計算出的各階固有頻率。從中我們可以看到，系統(tǒng)仿真

97、結果中最高階模態(tài)的固有頻率為10.891Hz。</p><p>　　圖4-1 加載Vibration模塊</p><p>　　對發(fā)動機懸置系統(tǒng)進行模態(tài)分析，得到的能量分布各個模態(tài)的固有頻率、振型以及六個模態(tài)中各個自由度如下表所示：</p><p>　　表4-2 懸置系統(tǒng)六個模態(tài)的固有頻率（Hz）</p><p>　　表4-3 發(fā)動

98、機懸置系統(tǒng)六個模態(tài)中各個自由度的能量分布百分比</p><p>　　從上述結果可以得到如下結論：</p><p>　　由隔振理論可知，當系統(tǒng)固有頻率小于激振頻率時才能達到隔振效果。</p><p>　　因此懸置系統(tǒng)的固有頻率要適當的控制在一定的頻率范圍內。一般直列發(fā)動機的脈動主頻率可按下式進行計算：</p><p>　　f=

99、 （4-1）</p><p>　　該發(fā)動機怠速時的轉速為660rpm，由上式計算得出f=22Hz,發(fā)動機懸置系統(tǒng)的最高頻率應小于，即為15.6Hz。同時懸置系統(tǒng)過軟會造成零部件之間有較大的相對位移，故最低頻率應大于5Hz。而此懸置系統(tǒng)一階模態(tài)頻率低于5Hz，因此應該提高此頻率。</p><p&

100、gt;　　2）在第2階模態(tài)中沿X軸的平移振動和繞Y軸的扭轉振動耦合；在第3階模態(tài)中沿Z軸的移動與繞X軸的轉動耦合；在第4階模態(tài)中沿Z軸移動與繞Y軸和繞Z軸的轉動耦合；在第5階模態(tài)中沿Z軸的移動與繞X軸和繞Z軸的轉動耦合；在第6階模態(tài)中，沿X軸的移動與繞X、Y、Z軸的轉動耦合。因此，需要對該懸置系統(tǒng)進行解耦。 </p><p>　　綜合以上兩點，可知此懸置系統(tǒng)不滿足頻率分布和振動解耦的設計要求，需要進行優(yōu)化設計。&

101、lt;/p><p>　　4.3動力總成懸置系統(tǒng)的仿真分析</p><p>　　本節(jié)通過ADAMS/View和ADAMS/Vibration兩模塊對建立的動力總成懸置系統(tǒng)進行仿真，可以充分了解系統(tǒng)的振動情況以及固有特性。</p><p>　　由于四缸發(fā)動機激勵主要沿垂直方向和繞曲軸旋轉方向，所以這兩階模態(tài)是非常重要的兩階模態(tài)，應盡量使它們完全解耦，在滿足解耦要求的同時，兼

102、顧其它方向的振動也盡量解耦。由此可見，系統(tǒng)的振動解耦是非常重要復雜的。</p><p>　　運用能量解耦法進行分析計算。表4-3為ADAMS/Vibration模塊計算得到的動力總成懸置系統(tǒng)各階能量分布情況。從表中可以看出，除了沿X軸的平動和繞Z軸的轉動的能量超過80%以外，</p><p>　　其它能量值均在80%以下。說明該系統(tǒng)在這兩個方向的耦合程度較低，而其余自由度之間則存在著嚴重的

103、耦合振動，將導致共振的頻率范圍增加，不利于系統(tǒng)的隔振。</p><p><b>　　4.4 本章小結</b></p><p>　　本章是對建立好的模型進行仿真，先介紹ADAMS仿真軟件，然后將模型導入ADAMS，運用Vibration模塊進行振動分析，得出系統(tǒng)的固有頻率和能量分布，分析系統(tǒng)得出需要進行優(yōu)化。</p><p>　　5動力總成懸置系

104、統(tǒng)優(yōu)化分析</p><p>　　5.1ADAMS優(yōu)化理論</p><p>　　ADAMS/View的參數化分析功能可以分析、設計參數變化對模型性能的影響。在參數化分析中，ADAMS/View采用不同的設計參數值，自動地運行一系列的仿真分析，然后返回分析結果。ADAMS/View提供了3種類型的參數化分析方法：設計研究（Design study）、試驗設計（Design of Experim

105、ents，DOE）、優(yōu)化分析（Optimization）。</p><p>　　5.2動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化理論</p><p>　　對汽車發(fā)動機總成懸置系統(tǒng)，一方面為了限制發(fā)動機動力總成有過大振幅，避免與整車其它的零部件之間發(fā)生干涉，要求懸置系統(tǒng)要有足夠大的剛度另一方面為了盡可能減小發(fā)動機動力總成的振動向車身/車架傳遞，以降低整車的振動與噪聲，則需要有足夠“軟”的懸置系統(tǒng)。因此，在懸置系統(tǒng)

106、設計與優(yōu)化設計整個過程中要兼顧這兩個方面。一般設計與優(yōu)化設計發(fā)動機總成懸置系統(tǒng)從以下幾方面考慮:發(fā)動機總成懸置系統(tǒng)六自由度解耦或部分解耦；發(fā)動機總成懸置系統(tǒng)固有頻率的匹配；發(fā)動機總成懸置系統(tǒng)的振動力傳遞率或支承處的動反力最小。</p><p>　　優(yōu)化目標的選擇是對動力總成懸置系統(tǒng)進行優(yōu)化設計的前提，為了確立優(yōu)化設計的目標。下面先分析振動系統(tǒng)應該滿足的條件及評價系統(tǒng)隔振性能的指標。</p><

107、p>　　1.固有頻率的合理安排</p><p>　　當激勵力的頻率與振動系統(tǒng)的固有頻率一致時，就會產生系統(tǒng)的共振，造成振動加劇，不利于系統(tǒng)的隔振。但是發(fā)動機的工作頻率范圍比較寬，系統(tǒng)共振不可避免。根據轉速發(fā)動機運轉工況一般分為：啟動過程區(qū)、怠速運轉區(qū)、加速過渡區(qū)和常用工作區(qū)。一般都盡可能把系統(tǒng)的六個固有頻率安排在應用較少的啟動過程區(qū)，但即便如此若各模態(tài)間的頻率安排不當，仍會產生不良后果。所以對動力總成懸置系

108、統(tǒng)有如下要求：</p><p>　?。?）為滿足隔振，系統(tǒng)最高階固有頻率應低于發(fā)動機怠速時激勵力頻率的1/2倍；</p><p>　?。?）四缸四沖程發(fā)動機高速時的垂向二階不平衡往復慣性力非常嚴重，因此應使Z向固有頻率低一些，但不能低于路面不平激勵（一般在2.5Hz以下）及前橋和車身垂直跳動固有頻率（一般在5Hz左右）；</p><p>　?。?）系統(tǒng)各階固有頻率盡

109、量不重合且應該避開車輛其它振動系統(tǒng)的固有頻率。</p><p><b>　　2.系統(tǒng)的振動解耦</b></p><p>　　耦合會造成系統(tǒng)的共振機會增大，系統(tǒng)混合模態(tài)固有頻率分布范圍擴大，給隔振和頻率配置帶來困難。所以，對系統(tǒng)進行解耦是十分必要的。對動力總成懸置系統(tǒng)進行六自由的完全解耦，是不可能實現的。由于四缸發(fā)動機激勵力主要是沿垂直方向和側傾方向，所以這兩個方向應盡

110、量完全解耦。</p><p>　　3.傳遞率或支承處動反力的要求</p><p>　　振動傳遞率或支承處動反力的大小是判斷系統(tǒng)隔振性能優(yōu)劣的一個重要的指標，它反映了整個動力總成懸置系統(tǒng)的隔振水平。過大的振動傳遞率或動反力導致車架和車架上的駕駛室的振動劇烈，整車平順性和舒適性惡化，甚至還會導致懸置系統(tǒng)元件壽命降低。所以，設計者設計中盡量降低振動傳遞率或支承處動反力。</p>&