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汽车悬置系统设计指南..(2)

来源:网络收集 时间:2019-03-16 下载这篇文档 手机版
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构敏感性的模型就是解耦。

了解为什么动力总成悬置系统解耦似乎很容易,但怎样评估悬置系统是解耦的,并不十分清楚。传统意义上来说,模型分析是在一个坐标系通常在发动机坐标系下进行KEF指数的计算。把在一定DOF下的KEF的百分比作为在这个DOF下解耦的百分比。这种评价解耦的方法是现在最常用的评价方法。但据说国外有关资料说这种评价方法不是最好的方法,而且常常造成很大理解误差。下面是国外最新的评价解耦的方法。

“解耦与某一特定的激励有关,对于位移或力的解耦,在特定的方向上应该达到100%或尽可能高的KEF指数。这个方向可以是也可以不是发动机DOF下的坐标系。为了转动或力矩的解耦,在运动以及发动机主惯性矩条件下,100%或尽可能高的KEF指数的力矩旋转轴方向是较好的。例如,为了曲轴力矩的解耦,需要在TRA方向100%或尽可能高的KEF指数。但是,TRA方向不是发动机坐标系下的某个DOF方向。所以,在发动机坐标系DOF下的KEF指数,不能反映在所有激励条件下解耦的百分比。”

对于理论分析来说,解耦的概念显得就更加复杂了。他实际上包括:惯性解耦、弹性解耦以及阻尼解耦(位移解耦)。在悬置系统解耦分析当中,阻尼解耦通常被省略掉。惯性解耦和弹性解耦成了关注最多的一种解耦途径。惯性解耦在实际工程中比较容易实现,由于弹性解耦受到的限制条件较多,所以一般弹性解耦都是十分困难的。在实际工程设计中,我们看到的解耦概念体现在能量的集中率上。但对于工程设计人员来说,能量集中是个很抽象的概念。它只可作为评价性的结论,不能作为实际的悬置系统设计的方向性的参考。对于解耦的概念这里只作简单的介绍。在以后的章节里,会介绍实际工程中解耦的方法。它们都是从“惯性解耦”与“弹性解耦”这两个概念出发,得出的一些实际工程经验。

1.2动力总成振动激励简介

动力总成系统是由发动机的爆发力、旋转和往复不平衡力、路面的状况以及由附件和车身其它零部件传递的动态力或运动而引起激励。主要的激励是曲轴上的内部震荡扭矩、汽缸方向上的内部力以及相关的运动;此外,还有来自路面和轮胎的激励。简单总结有如下几个振动的根源:

1. 不平衡的回转运动质量所产生的离心力及离心力矩(都为一次) 2. 不平衡的往复运动质量所产生的惯性力及惯性力矩(一次、二次)

3. 不平衡的反作用简谐扭矩(其次数为汽缸数除2及其整数倍。如6缸发动机即为3、6、9等

次)

4. 个别气缸不工作或爆发压力不均匀(其次数为1/2次及其整数倍)

5. 因机身(曲柄箱)刚性不足导致内力矩输出引起(多数是一次机身弯曲振动) 6. 由路面不平坦引起

7. 由汽车行驶中加速或刹车时的惯性力引起(使发动机产生纵向振动) 8. 发动机与变速箱连接处刚性不足,多为200HZ左右的3/2阶的振动

由此可以看出:造成汽车动力总成振动的原因是多方面的,由它引起的振动在阶次上、作用方向上、振动强弱上不尽相同,情况是相当的复杂。一般说来他们取决于发动机的平衡特性,即和发动机的型式、缸数、工作转速、曲柄排列以及发火次序等有关。对于悬置系统设计而言,前三项是最需要关注的振动源。而由其引起的动力总成振动模态主要是平摇,纵摇及横摇。一般高速下不平衡的惯性力(力矩)引起的振动大些,而低转速时(如怠速)则由不平衡的简谐扭矩引起的振动大些。

图1-5 发动机的三种主要的振动模态

作为工程实例。下表1.1给出了一些发动机的振动特性 表1.1

发动机的主要扰动频率 缸式,缸数 曲轴转速范围 (rpm) 600~6000 600~6000 600~5500 600~4600 600~6000 600~2400 600~2100 不平衡的倾覆力矩 第一阶主谐 直列/V型 4缸 直列 5缸 直列/ V型6缸 V型 8缸 V型 10缸 V型 12缸 20~200 25~250 30~275 15~115 40~400 50~200 60~210 第二阶主谐 40~400 50~500 60~550 30~260 80~800 100~400 120~420 不平衡的离心力及离心力矩 不平衡的惯性力及惯性力矩 20~200 10~100/20~200 10~90 20~115 10~100 20~80 10~35 和一般的机械不同的是汽车发动机的质量分布很不均匀,其转动惯量轴线和曲线中心线是不平行的。两者间的夹角可达15度~30度;其次,发动机的各种激励力和激励力矩均偏离机组的重心。因此能激起的振型很多。例如不平衡的回转质量,离心力激发发动机产生垂向(x),横向(z),纵摇(γ),平摇(α)等振动;由不均匀的简谐扭矩能激起发动机产生横摇(β)平摇(α)等振动。

具体发动机扭矩波可用以下公式计算得到: f扭=2Nn/60C 其中:C——冲程数

N——气缸数 n——转速。

二、悬置系统的作用

2.1 悬置系统的设计意义及目标简介

现代汽车发动机无一不是采用弹性支承安装的,这在汽车行业称之为“悬置”,在力学及振动工程中则是个隔振问题。如果不用中间弹性元件而直接将发动机刚性地固紧在汽车车架(底盘)上,则当汽车在不平坦的路面上行驶时将导致机身由于车架的变形、冲击而损坏;而当汽车在平坦光滑的路面上行使时来自发动机的振动将导致车架、车身产生令人厌恶的结构噪声。此外弹性悬置还能补偿在发动机安装及运动过程中由车架变形导致的相对位置的不精确。 由此可知,悬置系统的设计目标值:

1) 能在所有工况下承受动、静载荷,并使发动机总成在所有方向上的位移处于可接受的范围内,不与底盘上的其它零部件发生干涉;

2) 能充分地隔离由发动机产生的振动向车架及驾驶室的传递,降低振动噪声; 3) 能充分地隔离由于地面不平产生的通过悬置而传向发动机的振动,降低振动噪声;

2.2 动力总成悬置系统对整车NVH性能的影响

动力总成悬置系统对整车NVH性能的影响仅次于排气系统、整车密封性和悬架系统,成为影响整车NVH性能的第4个重要因素。经过一段时期的工程经验的总结,悬置系统主要在以下几个方面跟NVH性能密切相关:

发动机点火瞬间的抖动;

经过颠簸路面引起的动力总成过大的振荡;

发动机怠速时,方向盘、坐椅、仪表盘面板和前歇脚板等振动; 整车在中频(30-60 HZ)时的粗躁度; 整车在中频(30-70 HZ)时的轰鸣;

由于动力总成悬置系统阻抗导致的齿轮啮合噪声; 1K-5K HZ时,悬置的金属结构传递的发动机噪声;

对于不同的振动噪声形式,其频率范围有所区别。在实际工程中,人的主观感觉是整车NVH性能的一种重要的评价的方式。但只有把主观感觉跟工程数据很好的结合在一起,才能区分并解决振动噪声问题。实际上就是把主观判断出的振动噪声型式与其对应的频率范围结合在一起。针对这个问题,下表2.1给出具体的方法

表2.1 振动噪声与其对应的频率范围 频率范围(HZ) 振动/噪声描述

结合表2.1可以看出,动力总成悬置系统影响整车的NVH性能主要是在振动方面。对于一个整车而言,其振动的隔离系统包括很多。对于不同的系统其隔离的振动型式又有所区别。虽然其隔离的振动频率相对较容易区分开来,但是其导致的振动的表现形式却很难区分。比如:方向盘的振动于发动机悬置的隔振性能密切相关,它同时也与底盘的衬套和转向系统本身的减振性能相关。所以针对NVH问题评判的同时需对整车的减振系统有个很好的了解。

(图2-1)整车的隔振系统分布

整车的振动源主要来自于发动机和路面,图2-1中减振系统的根据振源也可以分为两类。这样的分法,将更加清楚的看出振动问题的原因。下面将针对于悬置直接影响NVH的有关问题展开叙述。

动机点火瞬间的抖动:

发动机的点火的瞬间,其振动频率应为0HZ-25HZ。悬置系统的固有频率通常分布在7HZ-15HZ。于是,如果悬置系统的固有频率未能很好的匹配,动力总成的刚体模态将发生严重的共振。发动机点火时,主要的刚体振型为:垂向的平动和横摇(沿着曲轴中心线的转动)。在发动机在点火瞬间,刚体的主要振动模态是自然的耦合在一起的。所以悬置系统在Z向和Pitch这两个固有频率必须≧2HZ。但实际上很难控制。因为悬置系统Z向的固有频率对应的是发动机的第三阶振型;悬置系统Pitch向的固有频率对应的又恰恰是发动机的第四阶振型。因此两阶模态的分开,是动力总成悬置系

0-5 25-75 振荡 轰鸣声 5-10 75-250 抖动 啸啸声 10-30 25-1500 颤抖 鸣鸣声 30-60 1500—— 粗糙度 口哨声 嗡嗡声 60——

统设计中十分关键的问题。通过悬置系统的解耦设计,使得Z向Pitch向的耦合刚度为零可以缓解振动的幅值。

需要指出的是:在点火瞬间,动力总成悬置系统的共振是不可避免的。根据人机工程学,人的心脏、胃、肝等身体器官在垂向(Z向)的4-8 HZ时会产生共振,十分敏感。所以,在设计悬置系统时,应该将Z向的固有频率避开这个范围,实际工程中应该保证在:9-11 HZ。

经过颠簸路面引起的动力总成过大的振荡:

汽车行使过颠簸路面所引起的振动主要集中在0-5 HZ 。经过底盘悬架系统的隔振后,其振幅将大大的被降低。对于动力总成悬置来来说,只要保证其最第阶的固有频率的高于此频率范围即可。

在这里需要明确一下,本书中所提出的共振概念都是基于一定的结构阻尼来说的。悬置最低阶的固有频率对应的是动力总成在整车上X向的振型。而发动机在X向的与Z向的平动以及与Pitch向的振型无耦合情况。且,人际工程学中平动的敏感范围集中在1-2 HZ。所以,对最低阶的固有频率值不作过多的要求。仍然是需要保证其Z向固有频率即可。

发动机怠速时,方向盘、座椅、仪表盘面板和前歇脚板等振动

发动机怠速时,振动频率集中在25-30 HZ;在怠速时,发动机的振动以绕曲轴中心线的转动为主。在动力总成刚体的振型中,横摇(XX发动机坐标)与纵摇(YY发动机坐标)两种模态耦合在一起。对于悬置系统的固有频率匹配难度较大。根据隔振原理,只有当隔振器的固有频率小于激励频率1/2的时候,系统才具备隔振性能。这就导致,如果固有频率超过或者接近与这个要求的时候。强迫振动的衰减差。动力总成的振动能量完全传递到车身中,引起相关零件的振动。而当此两种的模态接近于发动机怠速的频率时,将产生严重的共振。

4) 在中高频时影响整车的NVH性能

在中高频时,悬置系统的动态硬化将导致系统的整体固有频率提高。严重影响起隔振效果。其次,在中高频时悬置的金属骨架和连接支架的模态将被激发出来。导致支架共振并传递到车体,使得车体的大面积板金振动发出噪声。所以,应该加强悬置的金属骨架和连接支架的刚度,使其一阶的约束模态在450HZ以上,避开发动机传过来的主要激励。

三、悬置系统的概念设计 3.1 悬置系统的布置方式选择

每个隔振器(悬置系统)不论其结构形状如何都可以看作由三个相互垂直的弹簧组成,按照这三个弹簧的刚度轴线和参考坐标轴线间的相对位置关系,悬置系统弹性支承的布置可以有常见的三种不同方式:

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