汽车动力总成悬置系统优化设计.ppt

汽车动力总成悬置系统设计理论与方法,汽车动力总成悬置系统概述;汽车动力总成悬置系统激振源;汽车动力总成在车架上的振动;汽车动力总成刚体惯性参数的确定;汽车动力总成悬置系统布置设计;汽车动力总成悬置系统优化设计;结束语.,一、汽车动力总成悬置系统概述,1.1 整机振动 单质量多弹性支承系统 六个自由度（）的刚体运动1.2 结构振动 发动机结构部件（活塞、连杆、曲轴、机体等），在气体力和 惯性力作用下所激起的多种形 式的弹性振动。它是诱发内燃机噪声的重要根源。,1.发动机振动的类型,一、汽车动力总成悬置系统概述,1.3 轴系扭转振动在周期性曲轴转矩、凸轮轴阻力矩等的激振下，出现轴系扭转振动1.4 部件振动配气系统振动燃油供给系统的振动进排气系统的气流振动增压系统的振动1.5 整机晃动来自路面的激励而引起 的整机晃动,1.发动机振动的类型,一、汽车动力总成悬置系统概述,汽车平顺性变坏产生噪声汽车操纵性能变差汽车及其零部件寿命降低,2.发动机振动的危害,3.1 消弱激振源改善内燃机平衡性能选用动力学性能较好的配气凸轮减少活塞横向冲击提高零部件加工、装配精度3.2 避免共振避免出现激振频率与系统固有频率重合情况3.3 减少振动响应减振当共振无法避免，设法降低共振强度，如增设阻尼减振器，采用动力吸振器等,一、汽车动力总成悬置系统概述,3.发动机振动控制途径,3.4 隔振 采取上述措施也只能将振动控制在一定的范围内，为减小发动机振动对基础及周围环境的不良影响，常将发动机安置在高弹性的隔振器（悬置系统）上，以减少或隔离内燃机振动的传递。3.4.1 隔振类型 根据振动传递方向的不同，一般把隔振分为两类：第一类隔振，减小由物体扰动而引起的振动，目的在于隔离振源；第二类隔振，减小由基础运动而引起的振动，目的在于隔离响应。两类隔振的概念虽然不同，但方法都是一样的，通过在设备的底座安装隔振器作的弹性支承来实现的。,一、汽车动力总成悬置系统概述,3.发动机振动控制途径,3.4.2 隔振中的传递系数第一类隔振的传递系数,一、汽车动力总成悬置系统概述,式中 隔振装置传给基 础的传递力幅值 激振力幅值,式中 设备位移振幅 基础位移振幅,第二类隔振的传递系数,3.发动机振动控制途径,3.4.3 传递系数的物理意义传递系数可表达成如图1-4,一、汽车动力总成悬置系统概述,系统相对阻尼系数,隔振系统的固有频率（rad/s）,激振力的作用频率（rad/s）,力传递率,隔振效率,3.发动机振动控制途径,讨论：,一、汽车动力总成悬置系统概述,不论相对阻尼系数 如何变化，所有曲线都通过点（）只有当 时，才有隔振效果。愈大，愈小，但当 后，隔振效果的改善不明显。这就要求隔振装置不能设计得过软。实用的 一般为2.54.5，此时：I=80 90%。如不能保证，则最好使，以免隔振系统在共振区工作。当，阻尼可使 减小；当，阻尼的存在和增加反而使 增大。若单从隔振来看，阻尼是个不利因素。但为防止工作中随机出现的外界冲击和扰动而引起过大振幅和长时间的自由振荡，保持必要的阻尼值是十分必要的。,3.发动机振动控制途径,3.5 振动主动控制 主动控制（有源控制）是利用外界提供的能量作为控制振动和抵消其影响的手段。其原理如图所示：,一、汽车动力总成悬置系统概述,3.发动机振动控制途径,一、汽车动力总成悬置系统概述,除首要的隔振要求外，悬置系统还需满足以下要求：良好的顺从性 对因汽车摆动造成的车架扭转具有良好的运动顺从性。阻抗和隔绝动载荷 有效地抑制在汽车行驶中，因道路凹凸不平而引起的激振影响支承动、静载荷 在所有工况下，承受所有动、静载荷，并使动力总成在所有方向上的位移处于可接受的范围内，不与底盘上的其他零部件发生干涉。保证发动机机体与飞轮壳的连接面弯矩不超过允许值。保证合理的使用寿命,4.动力总成悬置系统设计要求,一、汽车动力总成悬置系统概述,设计基本程序可概括为：概念方案设计；测量和采集动力总成有关参数和数据；系统性能优化及结构设计；仿真分析和零部件有限元分析；应用最佳方案试制与装车；试验验证与改进；生产。,5.动力总成悬置系统设计基本程序,一、汽车动力总成悬置系统概述,6.国内外汽车动力总成悬置系统发展概况,二、汽车动力总成悬置系统激振源,1.1 内振源不平衡力：主要由于发动机燃烧脉动、活塞和连杆运动产生的不平衡力和力距。1.2 外振源：来自路面的激励。这两种振源几乎总是同时作用，使发动机处于复杂的振动状态。,1.激振源类型,二、汽车动力总成悬置系统激振源,2.1.1 活塞位移：,2.发动机的干涉力和力矩,2.1 曲柄连杆机构运动学,2.1.2 活塞速度：,2.1.3 活塞加速度：,式中,式中 曲柄作匀速转动的角速度,二、汽车动力总成悬置系统激振源,2.1.4 连杆运动：,2.发动机的干涉力和力距,连杆摆动角速度：,连杆摆动角加速度：,连杆在摆动平面内，运动状态由摆动角来描叙，即：,二、汽车动力总成悬置系统激振源,2.2.1 气压力总气压力为：,2.发动机的干涉力和力距,2.2曲柄连杆机构上的作用力,2.2.2 惯性力,式中,活塞顶上面气体的爆发压力,活塞直径,随曲柄转角 变化,曲柄连杆机构的当量系统A:点的往复质量m2 B:点的旋转质量m1,往复惯性力,一级往复惯性力；,二级往复惯性力；,式中,注：二级以上往复惯性力很小，已略去。,旋转惯性力,其水平和垂直的两个分量：,二、汽车动力总成悬置系统激振源,2.发动机的干涉力和力距,c.惯性力系的平衡,发动机平衡的含义：惯性力系平衡；转矩的均匀性。,惯性力系平衡主要取决于发动机运动质量的配置。其平衡性与发动机型式、着火次序等有关。如表所示：,转矩是不可能绝对平稳，只能通过发动机设计力求将其不均匀度限制在允许范围内。此外，通过合理设计发动机悬置系统吸收转矩波动引起的振动。,二、汽车动力总成悬置系统激振源,3.曲柄连杆机构传递的力和力矩对环境的影响,3.1 沿气缸轴线方向的主动力,3.2 旋转惯性力，若发动机本身得不到自相平衡，必将传递到基座上。,3.3作用于活塞上的气体作用力和往复惯性力产生使曲轴旋转的主动力矩。必有一反力矩，使发动机刚体绕曲轴轴线作反向转动，并传到机座上。综上分析，可绘出下图所示单缸发动机缸体受力图。,气体作用力 在机内得到平衡。往复惯性力 如果发动机本身不能平衡，则将传到基座上。,二、汽车动力总成悬置系统激振源,3.曲柄连杆机构传递的力和力矩对环境的影响,图2-4和图2-5分别表示了多缸直列发动机受力情况和发动机缸体受力情况。,二、汽车动力总成悬置系统激振源,3.曲柄连杆机构传递的力和力矩对环境的影响,图中的干涉力和力矩按下列计算：,式中：,第 i 个曲柄相对于第一个曲柄的夹角,a.总铅垂干扰力,式中：,夹角为 与 的n个单位矢量和的模与方向角，它们决定于曲轴曲柄间的相对位置，是一组常数。,b.水平干涉力,二、汽车动力总成悬置系统激振源,3.曲柄连杆机构传递的力和力矩对环境的影响,c.绕水平轴的干涉力矩,式中：,第 i 曲柄中心到简化中心的距离,模为 夹角为 和 的n个单位矢量和的模与方向角，它们决定各缸间的距离和曲轴排列，是一组常数。,d.绕铅垂轴的干涉力矩,e.绕曲轴轴线的干涉力矩,从以上可知，直列多缸发动机上的干涉力和力矩都是曲轴转角的周期函数。它们将引起发动机和车架的振动。为了减小这种有害振动，除合理布置曲轴间相互位置，采取有效的平衡方法和点火顺序来消除或减少干涉外，还应采用隔振措施悬置系统，来减少传给车架的振动。,二、汽车动力总成悬置系统激振源,4.激振频率分析,来自路面振频率：2.5Hz,a.均匀点火的脉冲频率：,来自发动机的激动频率：,式中：,曲轴转数,气缸数,冲程数,b.不平衡旋转质量和往复运动质量引起的激振频：,式中：,比例常数，一阶不平衡力Q1，二阶不平衡力Q2,c.传动轴（变速器挂直接档）不平衡质量引起的激振频率：,发动机由怠速到最高转速的激振频率范围：,的范围为：,一阶力时：,二阶力时：,二、汽车动力总成悬置系统激振源,4.激振频率分析,经分析可知：,a.由不平衡量引起的激振力是离心力，它与转速成正比，只有在高转速时其作用才显著。,可作为悬置设计时依据。,b.均匀点火脉冲的激励作用只有在低速时才明显。由上可知，发动机作为激振源的激振频率范围为：,c.地面激振频率范围：1.52.5,三、汽车动力总成在车架上的振动,1)系统简化与假设（1）汽车发动机都是采用弹性支承（橡胶件）安装在 车架上的，故可把发动机视为空间弹性支承的刚体。（2）弹性支承（橡胶件）简化为沿着空间三个正交轴 线具有无阻尼、线性弹簧。这三个轴线称为主弹性轴。（3）系统为微振动。,1.发动机的自由振动,（4）坐标系,在空间不动的直角坐标系；,与发动机固联的动坐标系。,（5）A点,弹性支承与发动机联接点。支承简化为三 个互相垂直的直线弹簧p，q，r。它们分别 沿着支承的刚度主轴。分别表示其 刚度系数，其方向余弦（在 坐标系 中）为。这样的支承共有s个,三、汽车动力总成在车架上的振动,1.发动机的自由振动,2)系统模型 如图31所示。,三、汽车动力总成在车架上的振动,1.发动机的自由振动,3)、自由振动方程,整机振动可分解为随同它的质心c点沿、的三个平动，和绕质心的转动。在微振动条件下，其角位移可用绕、轴的转角、表示。当刚体作六自由度自由振动时，有如下的表达式：,(3-1),式中：发动机质量；,质心加速度在、轴上的投影；,系统弹性支承力和激振 力在、轴上的投影；,发动机绕与坐标轴、平行轴的加速度；,弹性支承力和激振力对，轴的力矩。,三、汽车动力总成在车架上的振动,1.发动机的自由振动,(3-2),将弹性力 投影、力矩表达式分别代入上式，即得发动机在车架上自由振动的 微分方程 式：,式中：,将式（33）写成矩阵形式：,(3-3),三、汽车动力总成在车架上的振动,1.发动机的自由振动,其中质量矩阵：,刚度矩阵：,三、汽车动力总成在车架上的振动,1.发动机的自由振动,其中,加速度列阵为：位移列阵：求解自由振动方程，可得出整个悬置系统的固有频率和系统 振型。,三、汽车动力总成在车架上的振动,1.发动机的自由振动,假设式（32）具有特解:,其中,表示振动的幅值列阵,将式（3-4）及其二阶导数,（34）,2.发动机振动的固有频率、主振型与主振动,三、汽车动力总成在车架上的振动,代入式(3-2)，得到,(3-5),上式是一组关于幅值，的线性齐次代数方组。由式（3-5）的非零解条件，得到频率方程：,(3-6),由频率方程（3-6），一般可以得到整机振动的六个不同的固有频率（i=1，2，6）。,对应于每个固有频率值，由式（3-5）可以得出一组关于振幅，的解，便是整机作自由振动的主振型。由于式（3-5）是一组线性齐次代数方程组，所以振型实际上是一组振幅比而不是振幅的绝对值大小。由线性振动的理论可知，振型仅和振动系统的质量、刚度等结构参数有关。,所谓主振动就是对应固有频率、振型的一组特解,3.发动机的强迫振动,发动机无阻尼强迫振动的微分方程：,式中 系统质量矩阵；,刚度矩阵；,广义激振力列阵，考虑到六个 自由度上的各种干涉力和干涉 力矩，可表示为：,三、汽车动力总成在车架上的振动,当某一干涉不存在时，在计算时将该元素的输入设为零值。作变换，解此线性方程便可求出六个自由度上强迫振动振幅。再考虑振动耦合，作叠加就可算出发动机悬置系统任意点处的运动量。,3.发动机的强迫振动,三、汽车动力总成在车架上的振动,在上述振动分析中，系统六个自由度的振动都是耦合的。为便于系统振动控制，应尽可能消除耦合作用。,弹性支承系统的刚体运动的力学特性,4.振动的耦合与解耦,三、汽车动力总成在车架上的振动,(1)弹性主轴和弹性中心,发动机悬置是弹性体，属于空间弹簧性质，常将其简化为几何中心正交地沿空间三个弹性轴的弹簧，此三轴称为弹性支承的弹性主轴（图3-2），三个相互垂,图(3-2),直的弹性主轴的交点称为弹性中心。弹性常数是弹性主轴方向的弹性常数。形状简单的弹性元件可按元件形状对称性来求出弹性主轴和弹性中心的位置。当支承系统由数个弹性元件组成时，作为一个整体也存在弹性主轴和弹性中心。从上可知，当作用力沿支承系统的弹性主轴作用时，系统支承面只在该方向产生平移。,4.振动的耦合与解耦,三、汽车动力总成在车架上的振动,(2)刚体的惯性主轴,刚体绕某轴线旋转时，按刚体的坐标系判断，不产生使该旋转轴改变方向的力矩的那个轴线叫作刚体的惯性主轴，此时惯性积为零。,一般所指的惯性主轴是指在重心正交的三根主轴。形状简单的匀质刚体，其对称轴就是其惯性主轴。形状复杂或非匀质刚体，其惯性主轴由试验确定。根据惯性主轴的定义可知，刚体上有力偶作用时，,如果力偶向量方向与某惯性主轴方向一致，则刚体绕该惯性主轴转动。,(3)发动机的扭矩轴,通常，作用于发动机上的外力为绕曲轴的扭矩，而曲轴与主惯性轴X1一般是不重合的，因此在此外力矩作用下，发动机并不沿任何一主惯性轴转动，而是绕某一特殊轴转动，此轴即为扭矩轴。如图3-4中 所示。为扭矩轴坐标系，且 与、重合。,图3-4,4.振动的耦合与解耦,三、汽车动力总成在车架上的振动,式中,发动机主惯性矩；,第i个主惯性轴在发动机坐标系中的方向角。,通常在动力总成悬置系统布置设计时，往往需要在动力总成扭矩轴坐标系下进行分析，以求得良好的解耦。,扭矩轴在发动机坐标系OXYZ中的方向余弦为：,对于FR布置的四缸或六缸发动机的动力总的基本上有一纵向的对称面，主惯性轴和扭矩轴相对于曲轴轴线的夹角不大（）。主惯性轴与扭矩轴夹角更小。采用主惯性轴或扭矩轴作为支承布置设计，其差别不大。对于FF布置的动力总成，主惯性轴相对曲轴偏斜较大，要使悬置系统的弹性中心位于扭矩轴上困难较大，所以，在总布置时，对悬置支承位置，要给出足够的选择空间。,4.振动的耦合与解耦,三、汽车动力总成在车架上的振动,2)理想的完全非耦合,发动机振动的理想完全非耦合是指任何方向的振动都不会引起其余方向的振动。,假设坐标轴与发动机的惯性主轴一致，则有：,质量矩阵,为对角阵，如下所示：,全部消去了惯性耦合项。,若悬置系统的弹性中心与重心重合，弹性主轴与惯性主轴重合，可得出：,此时刚度矩阵也为对角阵，全部消去了刚度耦合项。系统无惯性耦合项又无弹性耦合项，即为理想的完全非耦合支承系统。,图3-5 非耦合化的隔振器布置,上述结果为弹性支承布置提供了理论依据。,4.振动的耦合与解耦,三、汽车动力总成在车架上的振动,刚体惯性参数可通过试验或理论计算等方法来确定。常用的方法如图41所示。,刚体惯性参数识别方法,落体测试法,振摆测试法,利用三维实体数字模型的数值计算法,基于试验模态分析的参数识别法,扭摆法,复摆法,力矩平衡法,三线摆法,其它,其它,其它,Pro Engineer,UG,Catia,模态模型法,剩余惯量法,直接系统识别法,四、汽车动力总成刚体惯性参数的确定,在工程中，动力总成的刚体惯性参数常采用试验方法获得。,动力总成质量与质心位置测定,(1)质量,采用称重法,(2)质心位置,质心位置测定方法有称量法、悬线法、和力矩平衡法等。,四、汽车动力总成刚体惯性参数的确定,图4-2 动力总成质心位置的测量原理,四、汽车动力总成刚体惯性参数的确定,力矩平衡法,2,两角钢间距离L,得：,式中,质心距离角钢2的距离。,由 和角钢2相对机体的位置，即可得沿X方向重心的位置。,同理可测得Y、Z方向质心的位置。,置动力总成于水平，测得角钢1的支承重量F，,四、汽车动力总成刚体惯性参数的确定,转动惯量的测定常用方法有复摆法、三线扭摆法和功率谱法等。,三线扭摆法测量原理与方法(如图4-3),图4-3 三线扭摆法测试装置示意图,2.转动惯量和惯性积的确定,四、汽车动力总成刚体惯性参数的确定,当吊盘和动力总成组成的系统发生小角度,振动时，则系统,式中 动力总成与吊盘的质量；,振动微分方程为：,动力总成与吊盘的转动惯量；,吊盘半径；,吊线长度；重力加速度。,扭摆,四、汽车动力总成刚体惯性参数的确定,J：,测出周期T和m，就可以计算出,，再有由,减去吊,盘绕OZ轴的转动惯量,即得动力总成绕OZ轴的转动惯,根据上述原理，可测得动力总成转动惯量和惯性积。,由上式得出：,四、汽车动力总成刚体惯性参数的确定,根据惯性椭球公式：,式中,动力总成关于坐标系OXYZ的X、Y、Z轴的转动惯量；,动力总成关于坐标系OXYZ对应下坐标平面的惯性积；,OM轴与X、Y、Z坐标轴的夹角。,应用三线扭摆法测定,设动力总成坐标系为O-XYZ，O为总成质心。取总成体上任意一点M，则可由上法测得绕OM轴的转动惯量J.,上式中J和,、,、,均可由试验法中得出，,为六个未知数。为此，在试验中要变换测,量轴（如OM）6次。获得6个方程（六元一次方程组），求解此方程组，即得动力总成的转动惯量和惯性积。,2.主惯性轴的确定,所谓刚体主惯性轴，即刚体绕其旋转时不产生改变该轴线方向的力矩。,动力总成主惯性轴是指在质心相互正交的三个主轴。在以取得总成绕机体坐标轴的转动惯量和惯性积之后，就可根据下述方法将其变换成通过质心的三个正交的主惯性轴。,构造惯性矩二阶张量对称矩阵：,求解矩阵T的标准特征值及特征向量，三个特征值即为主转动惯量，三个特征值对应的特征向量即为主转动惯量对应得主惯性轴的方向余弦。,四、汽车动力总成刚体惯性参数的确定,五、汽车动力总成,1、悬置的理想特性 动力总成悬置系统可对动力总成与车架间传递的振动进行双向隔离，对减低车内振动和噪声起着重要的作用，其理想的支承特性可获得很好隔振效果。,悬置系统布置设计,a、阻尼频变特性,橡胶的悬置特性理想的悬置特性,图 5-1,低频（30Hz）要求大阻尼，衰减发生共振振幅；高频（50200Hz）要求小阻尼，提高隔振效果。,b、阻尼幅变特性,大振幅时要求大阻尼，耗散振动能量、减小振幅；小振幅是要求小阻尼，提高隔振效果。,橡胶的悬置特性理想的悬置特性,图 5-1,c、动刚度频率特性,低频时要求大动刚度、大阻尼，降低发动机瞬态振动，减小发动机与车架间的相对行程；高频时要求小动刚度、小阻尼，以降低振动传递率。,橡胶的悬置特性理想的悬置特性,图 5-1,d、动刚度幅变特性（非线性特性）,橡胶的悬置特性理想的悬置特性,图 5-1,小振幅时要求小动刚度；大振幅时要求大动刚度。,e、支承的静刚度不应有突变，即衰减变化平滑。,橡胶的悬置特性理想的悬置特性,图 5-1,1）橡胶悬置（1）橡胶悬置优缺点：优点为：a、橡胶悬置在轴向、横向及回转方向均具有隔振性能，三个轴向与回转方向上的刚度，都有较大选择余地。b、具有振动阻尼作用。c、可隔离高频振动，防噪声效果也好。d、通过强化可获得所需的非线性特性。e、结构简单可靠。,五、汽车动力总成悬置系统布置设计,2.悬置类型,其缺点：a、刚度不可取得很低。b、耐热、耐寒和耐油性能差。c、易老化。与理想特性相比，橡胶悬置特性存在着不足，若在设计上仔细考虑，合理选择材料，可达到满意地使用效果，所以得到广泛应用。,五、汽车动力总成悬置系统布置设计,（2）结构形式,基本形状有三种：压缩式、倾斜式和剪切式。图52 发动机悬置软垫 a）压缩式；b）倾斜式；c）剪切式,五、汽车动力总成悬置系统布置设计,（3）弹性特性,a、静刚度 缓慢加载，变形速度控制在0.01m/min 左右，且总变形不超过元件厚度的20%，在此条件下测得载荷变形关系，求得静刚度。,图53 橡胶悬置静刚度,五、汽车动力总成悬置系统布置设计,b、动刚度,用交变载荷加载（如正弦激振）所测得的刚度称为动刚度。加载频率：560Hz变形速度：1m/s振幅：厚度的5%,图5-4 橡胶悬置的刚度,五、汽车动力总成悬置系统布置设计,c、阻尼,一般合成橡胶阻尼较天然橡胶大，各种橡胶相对阻尼：天然胶：0.0250.075丁腈胶，氯丁胶：0.0750.15丁基胶：0.120.20,五、汽车动力总成悬置系统布置设计,（4）橡胶支承可靠性,a、疲劳破坏橡胶材料在交变应力作用下，会出现疲劳破坏，设计时应合理选用许用应力和许用应变。如下表所示 表51 橡胶的许用应力（MPa）,五、汽车动力总成悬置系统布置设计,b、老化 设计中应尽可能远离热源或采取隔热措施 c、永久变形 d、粘结面剥离 设计中，要求橡胶与金属骨架粘结强度高于3MP。,五、汽车动力总成悬置系统布置设计,2）液阻悬置,液阻悬置是传统橡胶悬置与液体阻尼组成一体的结构。它具有理想的悬置特性。低频时具有大阻尼、高动刚度特性，可有效地隔离与衰减发动机低速时的稳态振动，控制非稳态下动力总成的大位移、冲击和振动；高频时具有小阻尼、低动刚度特性，可在较宽频率带范围内满足动力总成高频隔振要求，降低汽车高速行驶中的车内振动与噪声。,五、汽车动力总成悬置系统布置设计,（1）典型结构 图55典型液阻悬置结构,（2）特性 a、静特性 X、Y、Z三个方向的弹性特性，即力位移特性,图56 液阻悬置及其橡胶主簧的三向静刚度,五、汽车动力总成悬置系统布置设计,b、动态特性 在一定动载荷下，施加位移激励。与之相应的力为。所得的刚度成为动刚度，同时也可求得滞后角等。,图57 惯性通道式液阻悬置的低频动态特性（A=1.0mm）,五、汽车动力总成悬置系统布置设计,（A=0.2mm）图58 惯性通道式液阻悬置在小位移激振下的动态特性,五、汽车动力总成悬置布置设计,1）悬置布置设计的基本任务 在各种约束条件下，解决动力总成的6个方向振动的振动耦合和频率配置问题，解耦基本途径：以系统的中心主惯性轴为坐标来布置弹性元件，消除惯性耦合；使悬置系统的弹性中心位于系统的主惯性轴（扭矩轴）上，或质心处，消除弹性耦合。在工程中要使六个方向的振动完全解耦是难以实现的，在实际中只在几个主要方向振动解耦，如实现动力总成在侧倾方向和垂直方向与其他自由度方向上的弹性解耦。,五、汽车动力总成悬置系统布置设计,3.悬置布置设计,2）悬置的布置方式,按悬置刚度轴线和参考坐标轴线的相对位置，悬置的布置有以下三种：,五、汽车动力总成悬置布置设计,（1）平置式 各个弹性支承的刚度轴各自平行于所选取的参考坐标轴，这是一种常见、传统的布置方式，布置简,图59平置式支承,单，安装简易。此为对称结构，弹性支承面与中心重合，可实现完全解耦，这是一种理想的悬置布置。,（2）会聚式：悬置的所有弹性支承主刚度轴均会聚相交于同一点（图510）。它除有良好的稳定性能，最大优点是可以通过调节倾斜角和布置坐标来获得系统完全解耦。图510 会聚式,五、汽车动力总成悬置布置设计,（3）V型式,这是目前汽车中应用得最多的一种。每个弹性支承的三个相互垂直的刚度轴除一个轴平行于参考坐标轴外，其他两个轴分别于参考坐标轴有一夹角。一般V型弹性支承都是成对的对称布置于垂直纵剖面的两侧，但每对之间的夹角可以不同，坐标位置也可任意。它的特点是：既有较强的横向刚度，又有足够的横摇柔度，因此特别适用于像汽车发动机这样既要求有较大的横向稳定性，又要求有较低的横摇固有频率以隔离有不均匀扭矩引起的横摇振动。此外，它还可以通过斜置角度，布置位置以及隔振器两个方向上的刚度比等适当配合来达到横向横摇解耦的目的，这是平置式较为难做到的。,a、V型悬置特性、元件在弹性主轴W、V方向主刚度；V型悬置组的弹性中心；、左右元件的弹性中心。,图511 V型悬置组示意图,五、汽车动力总成悬置布置设计,垂直、横向、侧倾度及耦合刚度分别为：(51)(52)(53)(54)式中，表示对V形布置的两悬置相加。因为同型号的两悬置对称布置，其它耦合刚度均为零：,(55)记弹性悬置的刚度比为：(56)则对于垂向、横向刚度，由（51）、（52）两式得：(57)(58)两式右端项、分别表示 时两悬置在垂向平行布置时悬置组的垂向刚度和横向刚度。可见，采用V型布置时，悬置系统的垂向刚度降低而横向刚度升高。这对提高垂向隔振性能和横向稳定性是有利的。,由式（54）可确定使横向和侧倾自由度之间的耦合刚度为零的悬置布置方案，结果为：(59)当L和 取不同的值时，A/C有不同的变化趋势。此既为V型悬置阻弹性解耦的条件，由A、C确定的耦合刚度为零的点 既为弹性中心，且弹性中心处的侧倾刚度为：(510),由此可见，V型布置具有较大横向刚度，又有足够的侧倾柔度，同时能解除垂直、横向、侧倾自由度之间的弹性耦合，且易调整其弹性中心，对隔振十分有利。,b、最佳悬置倾角,图512最佳悬置倾角,，,使传动总成的六个刚体振动固有频率落在所期望的范围内，或分布相对比较集中，此时倾角称为最佳悬置倾角。,实际中，选取最佳悬置倾角比解耦更容易实现。他可是悬置系统六个振动固有频率相对集中，便于合理匹配，收到较好的隔振效果，,五、汽车动力总成悬置布置设计,（1）支承点数目 多采用三点或四点支承，主要是根据发动机类型、前后承载重量分配以及即真理情况而定。三点支承不管汽车怎样跳动，它总能保证各支承点处在同一个平面上，这有利于改善汽车发动机体受力情况。目前，很多发动机即便是四点支撑也力求将飞轮端的两点尽量靠拢，以达到三点支承。,3）支承点的数目及其位置,五、汽车动力总成悬置布置设计,（2）前后悬置点的确定 前悬置点选在动力总成的一阶弯曲振动一节点上。图513动态总成第一阶弯曲振动模态 后悬置点可根据撞击中心理论确定。这样可使前、后悬置的冲击不致互相影响。,五、汽车动力总成悬置布置设计,式中：、分别为前、后悬置点到动力总成质心的距离；动力总成Y轴主惯性矩；刚体质量。图514 刚体上互为撞击中心的点A、B,(511),五、汽车动力总成悬置布置设计,（3）Y向横向振动、Z方向垂直振动和绕X轴的扭转振动完全解耦布置。前后都采用V型悬置，且前后V型悬置平面都与扭矩轴垂直。它们的弹性中心均落在扭矩轴线上。图515 悬置系统解耦布置方案,此时前后悬置设计参数应满足：(512)(513)且前后悬置在垂直方向的刚度满足：(514),五、汽车动力总成悬置布置设计,式中：,前后悬置位置可按撞击中心理论确定。,五、汽车动力总成悬置布置设计,（1）FR汽车动力总成悬置 FR汽车多采用大排量发动机，常采用三点或四点是悬置。常在动力总成质心的左右各有一悬置支承着动力总成的6080%，起主要隔振作用，成为主悬置，而另一悬置在变速器后部，防止其产生俯仰运动，称止动式悬置。如下图：,五、汽车动力总成悬置布置设计,4）不同驱动方式的动力总成悬置布置特点,图516 FR汽车电动总成悬置系统,五、汽车动力总成悬置布置设计,(2）FF汽车动力总成悬置,与FR汽车动力总成相比，FF汽车动力总成除作用有类同于FR汽车动力总成载荷外，还作用有驱动反力矩，动力总成受到很大的载荷。因此在悬置布置时为限制发动机及排放系统等位移，悬置要有必要的刚度；另一方面，为减小怠速及中高速区域振动噪声，要求悬置有较好的柔性。设计时的激振大体上分为低速区域的扭矩波动激励与中高速区的惯性激振两部分。悬置一般采用四点支承，其中一点为辅助点。,五、汽车动力总成悬置布置设计,图5-17中A、B、C三个悬置支承动力总成的质量，驱动反力矩由C、D两个悬置所承受，C和D悬置弹性和距离决定了动力总成的横滚共振频率，为限制动力总成位移，必须把动力装置的横摆共振频率定的较低。为此，C、D悬置大都采用非线性刚度。,五、汽车动力总成悬置布置设计,图517 FF轿车的发动机前悬置布置图,在动力总成悬置优化设计中设计变量、目标函数和约束条件，归纳起来，可为如下：（1）设计变量 悬置的安装位置、倾斜角度和三向主刚度（2）目标函数 a、系统侧倾振动与其它方向振动解耦；b、系统固有频率配置，同时使各向振动之间尽量解耦；,六、汽车动力总成悬置系统优化设计,1.优化设计方法,c、系统力传递率为最小；d、车内评价点的振动响应为最小；e、系统振动解耦的能量。（3）约束条件 a、系统振动频率限制 如将侧倾振动频率控制在发动机怠速工况扭矩激励的最低阶主谐量频率的0.71倍以下；将垂直振动频率配置为10Hz左右；为保证悬置使用寿命，系统的最低频率应大于5Hz。,六、汽车动力总成悬置系统优化设计,1.优化设计方法,b、弹性中心位置约束 若采用V型悬置将悬置组的弹性中心落在扭矩轴上。左右悬置的位置、角度及悬置压剪力L应满足：(61)式中：，悬置元件压缩刚度 元件剪切刚度,六、汽车动力总成悬置系统优化设计,1.优化设计方法,c、前后悬置相对位置约束 前后悬置位置应满足撞击中心理论。d、前后悬置刚度约束 为使动力总成沿垂直方向平动与绕Y轴的角振动解耦，要求前后悬置在垂直方向上的刚度满足：(62)式中：，前后悬置组弹性中心与垂直中心之 间的距离。,六、汽车动力总成悬置系统优化设计,1.优化设计方法,e、悬置元件性能要求 为提高悬置的寿命，对悬置的工作应力和变形量 进行限制，也将对悬置刚度进行附加限制。f、极限工况位移限制 限制动力总成悬置在各个方向上最大位移。,六、汽车动力总成悬置系统优化设计,1.优化设计方法,（1）坐标 图61 坐标系 为发动机坐标系；为主惯性坐标系；为扭矩坐标系。,六、汽车动力总成悬置系统优化设计,2.优化实例,由扭矩轴定义，可以推出它在发动机坐标系中的方向余弦为：,(63),(64),(65),上式中：,（i=1，2，3）为发动机的主惯性矩,（i=1，2，3）为第个主惯性轴在发动机坐标系中的方向角,发动机在OXYZ坐标轴中的惯性矩、很容易通过实验得到，按如下方法可以求出主惯性矩、及主惯性矩在发动机坐标系中的方向余弦。构造惯性矩的二阶张量：并求解该张量ST的标准特征值，所得到的三个特征值即为主惯性矩，特征值所对应的模态向量即为相应的主惯性矩所对应的主惯性轴的方向余弦。,(66),（2）悬置布置,图62 悬置布置形式,六、汽车动力总成悬置系统优化设计,2.优化实例,（3）动力总成悬置系振动运动方程,在下面的推导中，假定发动机为一刚体，并通过四点悬置固定在车架上。因各设计参数是在扭矩轴坐标系中定义的，故首先在扭矩轴坐标系中建立振动分析方程，它的形式如下：式中，为外部力矢量，、为质量矩阵和刚度矩阵，且均为（）阶。、分别为发动机在扭矩轴坐标中的广义位移矢量和广义加速度矢量，其形式如下：,(67),六、汽车动力总成悬置系统优化设计,2.优化实例,(68),(69),的表达式为：,(610),六、汽车动力总成悬置系统优化设计,2.优化实例,上式中，m为发动机质量，、由（610）式可见，在扭矩轴坐标系中的振动方程存在惯性耦合，为使特征值的求解变得更为容易，将扭矩轴中的振动方程变换到主惯性轴的坐标系中，则可消除惯性耦合。发动机在主惯性轴坐标系 中的广义位移与在扭矩轴坐标系 中的广义位移有如下关系：,为发动机在扭矩轴坐标中的惯性矩和惯性积。,(611),六、汽车动力总成悬置系统优化设计,2.优化实例,式中，为：方程(612)中的 为主惯性轴 和扭矩轴 之间的夹角。将方程(611)代入(67)，并左乘 即可得到发动机在主惯性轴坐标下的振动方程：,(612),(613),式中：,(614),(615),(616),(617),(618),且 为一对角矩阵:,(619),上式中，为发动机的主惯性矩，为发动机的质量。发动机的六阶振动频率及其振动模态可由方程 得到，解方程()可选有法，其中 为模态矩阵，为特征矩阵，为一对角矩阵。,(620),六、汽车动力总成悬置系统优化设计,2.优化实例,（）发动机悬置系统的优化,a、设计变量 发动机悬置系统的设计参数可分为两组，一是几何参数，包括、和。二是动力参数，包括、和。b、目标函数 以发动机的六阶振动频率为优化目标，建立目标函数：,(621),六、汽车动力总成悬置系统优化设计,2.优化实例,式中，为设计变量，为第i阶振动频率，为加权因子，为第i阶振动频率的最优值，取值范围如下：从悬置软垫的耐久性方面考虑，悬置系统在Z1方向的固有频率不能过低，同时必须大于车身在垂直方向的振动频率，但 也不能太高，否则，由于高频率振动将破坏车辆的平顺性，一般应将 限制在10Hz到11Hz之间，综合考虑上面两个因素，的取值范围为：,(622),六、汽车动力总成悬置系统优化设计,2.优化实例,发动机沿 方向的扭转振动频率必须低于发动机怠速时点火脉冲频率的 倍，同时又必须大于车身的扭转振动频率，对一般的载货汽车，车身的扭转振动频率在5Hz附近，因此取 较为合适。假定发动机怠速时曲轴的转速为，对直列六缸发动机，点火脉冲频率的计算公式为：综合上面两个因素，的取值范围为：,(623),因此,(624),发动机在 方向和 方向的振动有和发动机沿 方向的扭转振动耦合的趋势，因此、的取值范围为：发动机的俯仰振动频率（方向）必须远离汽车俯仰方向的振动频率，试验表明 在6Hz15Hz之间较为合适，即：,(626),(625),(627),发动机沿前、后方向（方向）的振动频率有和倾斜方向的振动频率耦合的趋势，因此，的取值范围为：在计算机程序中，目标函数可按下式求得：其中：,(628),(629),六、汽车动力总成悬置系统优化设计,2.优化实例,c、约束条件 a）前、后悬置的弹性中心落到扭矩轴上，可得下面两个约束方程：,(630),(631),六、汽车动力总成悬置系统优化设计,2.优化实例,b）为使发动机在垂直方向的振动和俯仰方向的振动解耦，约束方程为：c）后悬置位置的确定，应用撞击中心理论，约束方程为：,(632),(633),六、汽车动力总成悬置系统优化设计,2.优化实例,d）汽车为大批量生产，因此悬置软垫的材料应尽量选用天然橡胶，天然橡胶的压剪力比在38之间，且两个压缩方向的刚度相等，因此约束方程为：根据整车布置及发动机总成的广义位移的限制，应对各设计变量加以约束。,(636),(635),(637),(634),e）优化方法可采用约束优化设计方法。f）优化结果与分析,六、汽车动力总成悬置系统优化设计,2.优化实例,七、结束语,