畢業(yè)論文---發(fā)動機懸置系統(tǒng)設(shè)計流程及其分析與優(yōu)化

1、<p>　　發(fā)動機懸置系統(tǒng)設(shè)計流程及其分析與優(yōu)化</p><p>　　The Design Process of Engine Mounting System and The Mounting System’s Analysis and Optimization</p><p><b>　　作者姓名</b></p><p><b

2、>　　學位類型</b></p><p><b>　　學科、專業(yè)</b></p><p><b>　　研究方向</b></p><p><b>　　導(dǎo)師及職稱</b></p><p>　　發(fā)動機懸置系統(tǒng)設(shè)計流程及其分析與優(yōu)化</p><p&g

3、t;<b>　　摘 要</b></p><p>　　發(fā)動機是汽車的主要噪聲、振動源之一，合理設(shè)計發(fā)動機動力總成懸置系統(tǒng)對改善汽車的乘坐舒適性、降低車內(nèi)外噪聲水平有著重要的作用。</p><p>　　本文通過閱讀總結(jié)國內(nèi)外文獻，介紹了發(fā)動機懸置系統(tǒng)設(shè)計所需的理論基礎(chǔ)和發(fā)動機懸置系統(tǒng)設(shè)計時的注意事項，并在此基礎(chǔ)上總結(jié)出發(fā)動機懸置系統(tǒng)的設(shè)計流程。</p>&

4、lt;p>　　通過在ADAMS中建立某款發(fā)動機懸置系統(tǒng)的參數(shù)化模型，對其進行模態(tài)分析，得到了模態(tài)頻率和各階振動能量分布。通過分析模態(tài)頻率和振動耦合水平來確定現(xiàn)有懸置系統(tǒng)的好壞。最后在ADAMS/Insight中進行試驗設(shè)計，進行靈敏度分析和優(yōu)化設(shè)計。通過靈敏度分析得到對關(guān)鍵響應(yīng)影響最大的設(shè)計變量。通過優(yōu)化設(shè)計，得到滿足優(yōu)化目標的設(shè)計變量較優(yōu)解。</p><p>　　最后對懸置系統(tǒng)的參數(shù)化模型進行了二次開發(fā)，

5、形成四點懸置系統(tǒng)的專用分析優(yōu)化模塊。用戶可以通過菜單、對話框的交互功能，按照操作流程快速、便捷、高效的進行類似發(fā)動機懸置系統(tǒng)的分析與優(yōu)化。</p><p>　　關(guān)鍵詞：懸置系統(tǒng) 設(shè)計流程 多剛體動力學仿真 能量法解耦 優(yōu)化設(shè)計</p><p>　　The Design Process of Engine Mounting System and The Mounting System’s A

6、nalysis and Optimization</p><p><b>　　Abstract</b></p><p>　　Engine assembly is one of the main automobile vibration and noise sources. Proper design of the Engine Mounting System can

7、improve the riding comfort and decrease the interior noise.</p><p>　　Firstly, this paper introduces the theory foundation which be useful in the design of Engine Mounting System.</p><p>　　Second

8、ly, the author introduces the problems which should be noticed in the Engine Mounting System design.</p><p>　　Thirdly, this paper presents the design process of Engine Mounting system.</p><p>　　

9、Fourthly, the author built a parametric 6-DOF rigid model for one specific Engine Mounting System in ADAMS. Then he got the modal frequency and the energy distribution of all six order modals. He evaluated the Engine Mou

10、nting System’s dynamic performance through its modal frequencies distribution and the vibration decoupling level. He made the Design of Experiment (DOE) in ADAMS/Insight and got the response surface. He made the Sensitiv

11、ity Analysis and Optimization on the basis of the response s</p><p>　　In the end, the author customizes ADAMS/View. He creates his own set of menus and dialog boxes. Then he automates the work to build, anal

12、yze and optimize the Engine Mounting System by using macros. So other engineers can utilize the customized result to analyze and optimize the four point Engine Mounting system quickly and conveniently.</p><p&g

13、t;　　Key words: mounting system, design process, multi-rigid dynamic simulation, energy decoupling, optimization</p><p><b>　　致 謝</b></p><p>　　光陰似箭，轉(zhuǎn)眼間我的碩士學習階段即將過去，在過去三年的日子里，無論在學習、科研

14、、還是生活方面都得到了許多老師、同學和朋友的鼎力相助，這些我將永遠銘記于心。</p><p>　　首先，感謝我尊敬的導(dǎo)師陳心昭教授。在三年攻讀碩士學位期間，陳老師無論是在學習上還是在生活上都給了我極大的關(guān)心和幫助，使我得以順利完成碩士研究生階段的學習。</p><p>　　其次，衷心的感謝在三年來一直關(guān)心我和培養(yǎng)我的噪聲振動工程研究所所長陳劍教授。三年來無論是在生活上還是在學習上都給了我很

15、大的支持和鼓勵。陳老師淵博的知識、嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度、敏銳的學術(shù)思想、以及積極進取的科研精神是我終生學習的楷模。在此謹向陳教授致以衷心的感謝和崇高的敬意！</p><p>　　感謝我的同學范習民、鐘秤平、吳趙生、汪念平、陳輝和高煜三年來在學習和生活上給予我的幫助。同時也要感謝噪聲振動工程研究所的徐小軍老師在我工作上的鼓勵和幫助。</p><p>　　最后，感謝我的父母和家人，所有的一切都離不開

16、他們的支持和信任，正是有了他們的理解和付出，我的學業(yè)才得以順利完成。三年時間在人生旅程中只是短暫的一段，但在這里所學到的一切將讓我受用終身，再次感謝所有幫助和關(guān)心過我的人們！</p><p><b>　　作者：李令兵</b></p><p><b>　　2007年4月</b></p><p><b>　　目 錄

17、</b></p><p><b>　　第一章 緒論1</b></p><p>　　1.1 課題的來源與研究意義1</p><p>　　1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀1</p><p>　　1.2.1 國外研究現(xiàn)狀2</p><p>　　1.2.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀3</p>

18、<p>　　1.3 主要研究內(nèi)容4</p><p>　　第二章 發(fā)動機懸置設(shè)計理論基礎(chǔ)6</p><p>　　2.1 發(fā)動機動力總成的激振力6</p><p>　　2.2 發(fā)動機懸置系統(tǒng)動力學模型的建立7</p><p>　　2.2.1 發(fā)動機動力總成動力學模型8</p><p>　　2.2.2

19、懸置元件的動力學模型8</p><p>　　2.2.3 發(fā)動機懸置系統(tǒng)動力學模型的建立10</p><p>　　2.2.4 懸置系統(tǒng)動力學方程及其分析10</p><p>　　2.3 隔振理論分析12</p><p>　　2.3.1 隔離發(fā)動機的激振力13</p><p>　　2.3.2 隔離來自路面的振動

20、14</p><p>　　2.3.3 傳遞率分析14</p><p>　　2.4 發(fā)動機懸置系統(tǒng)解耦理論15</p><p>　　2.4.1 彈性中心法16</p><p>　　2.4.2 剛度矩陣解耦法16</p><p>　　2.4.3 能量法解耦17</p><p>　　2.5

21、本章小結(jié)17</p><p>　　第三章 發(fā)動機懸置系統(tǒng)設(shè)計流程18</p><p>　　3.1 發(fā)動機動力總成參數(shù)的測量18</p><p>　　3.2 懸置點布置方法19</p><p>　　3.2.1 懸置點數(shù)19</p><p>　　3.2.2 懸置布置形式21</p><p&g

22、t;　　3.2.3 發(fā)動機懸置的配置特點23</p><p>　　3.3 懸置元件的介紹25</p><p>　　3.3.1 橡膠懸置元件25</p><p>　　3.3.2 液壓懸置元件26</p><p>　　3.4 懸置支架的設(shè)計29</p><p>　　3.5 發(fā)動機懸置系統(tǒng)的評價29</p&

23、gt;<p>　　3.6 發(fā)動機懸置系統(tǒng)的優(yōu)化30</p><p>　　3.7 懸置系統(tǒng)設(shè)計流程31</p><p>　　3.8 本章小結(jié)33</p><p>　　第四章 在ADAMS中發(fā)動機懸置系統(tǒng)進行仿真分析與優(yōu)化34</p><p>　　4.1 懸置系統(tǒng)動力學模型的建立34</p><p>

24、;　　4.1.1 參數(shù)化建模介紹34</p><p>　　4.1.2 模型的簡化35</p><p>　　4.1.3 模型的建立35</p><p>　　4.2 懸置系統(tǒng)的分析與評價37</p><p>　　4.3 發(fā)動機懸置系統(tǒng)的參數(shù)化分析42</p><p>　　4.3.1 ADAMS參數(shù)化分析原理42

25、</p><p>　　4.3.2 建立設(shè)計變量43</p><p>　　4.3.3 創(chuàng)建設(shè)計目標44</p><p>　　4.3.4 產(chǎn)生仿真分析腳本44</p><p>　　4.3.5 試驗設(shè)計44</p><p>　　4.3.6 靈敏度分析47</p><p>　　4.3.7 優(yōu)化

26、設(shè)計48</p><p>　　4.4 本章小結(jié)49</p><p>　　第五章 對ADAMS進行初步二次開發(fā)50</p><p>　　5.1 定制用戶界面50</p><p>　　5.2 創(chuàng)建宏命令53</p><p>　　5.3 二次開發(fā)成果53</p><p>　　5.4 本章小

27、結(jié)57</p><p>　　第六章 總結(jié)與展望58</p><p>　　6.1 全文總結(jié)58</p><p><b>　　6.2 展望59</b></p><p><b>　　參考文獻60</b></p><p>　　攻讀學位期間發(fā)表論文63</p>

28、<p><b>　　插 圖 清 單</b></p><p>　　圖2-1 橡膠懸置的三維力學模型8</p><p>　　圖2-2 橡膠懸置的一維力學模型9</p><p>　　圖2-3 發(fā)動機懸置系統(tǒng)一般動力學模型10</p><p>　　圖2-4發(fā)動機懸置系統(tǒng)隔離發(fā)動機激振力原理簡圖13</p

29、><p>　　圖2-5 發(fā)動機懸置系統(tǒng)隔離路面振動原理簡圖14</p><p>　　圖2-6 不同阻尼比情況下的傳遞率曲線圖15</p><p>　　圖3-1 三點支承懸置系統(tǒng)20</p><p>　　圖3-2 四點支承懸置系統(tǒng)20</p><p>　　圖3-3 平置式懸置系統(tǒng)簡圖21</p>&l

30、t;p>　　圖3-4 斜置式懸置系統(tǒng)示意圖21</p><p>　　圖3-5 會聚式懸置系統(tǒng)簡圖23</p><p>　　圖3-6 理想懸置元件的剛度（阻尼）曲線25</p><p>　　圖3-7 橡膠懸置元件25</p><p>　　圖3-8 橡膠懸置元件的基本結(jié)構(gòu)26</p><p>　　圖3-9

31、液壓懸置元件26</p><p>　　圖3-10 簡單液壓懸置原理簡圖27</p><p>　　圖3-11 慣性通道式液壓懸置原理簡圖27</p><p>　　圖3-12 非耦合液壓懸置元件與橡膠懸置元件阻尼和剛度的比較圖28</p><p>　　圖3-13 耦合懸置元件與非耦合懸置元件的剛度曲線比較圖28</p>&

32、lt;p>　　圖3-14 發(fā)動機懸置系統(tǒng)設(shè)計流程32</p><p>　　圖4-1 線性彈簧阻尼器力學模型36</p><p>　　圖4-2 ADAMS中發(fā)動機懸置系統(tǒng)剛體模型37</p><p>　　圖4-3 懸置系統(tǒng)一階振型38</p><p>　　圖4-4 懸置系統(tǒng)二階振型39</p><p>　

33、　圖4-5 懸置系統(tǒng)三階振型39</p><p>　　圖4-6 懸置系統(tǒng)四階振型40</p><p>　　圖4-7 懸置系統(tǒng)五階振型40</p><p>　　圖4-8 懸置系統(tǒng)六階振型41</p><p>　　圖4-9 懸置系統(tǒng)一階模態(tài)頻率靈敏度方框圖47</p><p>　　圖4-10 懸置系統(tǒng)二階模態(tài)頻率

34、靈敏度方框圖47</p><p>　　圖4-11 懸置系統(tǒng)三階模態(tài)頻率靈敏度方框圖48</p><p>　　圖4-12 優(yōu)化分析界面48</p><p>　　圖5-1 自定義菜單52</p><p>　　圖5-2 參數(shù)輸入對話框52</p><p>　　圖5-3 基于ADAMS二次開發(fā)的發(fā)動機懸置分析優(yōu)化系統(tǒng)

35、使用流程54</p><p>　　圖5-4 程序介紹54</p><p>　　圖5-5 參數(shù)輸入界面55</p><p>　　圖5-6 對懸置系統(tǒng)進行模態(tài)分析界面55</p><p>　　圖5-7 對模態(tài)頻率、能量分布結(jié)果進行分析界面56</p><p>　　圖5-8 試驗設(shè)計后按腳本運行仿真界面56<

36、;/p><p>　　圖5-9 優(yōu)化分析界面57</p><p><b>　　表 格 清 單</b></p><p>　　表4-1 參數(shù)化點坐標36</p><p>　　表4-2 發(fā)動機動力總成質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量及慣性積36</p><p>　　表4-3 懸置元件靜剛度37</p>&

37、lt;p>　　表4-4懸置元件位置37</p><p>　　表4-5 懸置系統(tǒng)六個模態(tài)的固有頻率38</p><p>　　表4-6發(fā)動機懸置系統(tǒng)六個模態(tài)中各個自由度的能量分布百分比41</p><p>　　表4-7 響應(yīng)的統(tǒng)計結(jié)果46</p><p>　　表4-8 優(yōu)化后的懸置剛度49</p><p>

38、　　表4-9 優(yōu)化后系統(tǒng)的模態(tài)頻率及該頻率下的能量分布百分比49</p><p><b>　　第一章 緒論</b></p><p>　　1.1 課題的來源與研究意義</p><p>　　汽車NVH包括Noise（噪聲）、Vibration（振動）和Harshness（聲振粗糙度或不平順性）三項內(nèi)容。它是衡量汽車品質(zhì)的一個綜合性指標，它給汽車用

39、戶的感受是最直接的。</p><p>　　早期的汽車主要是低速行駛，噪聲與振動問題并不突出。隨著發(fā)動機功率的不斷提高，噪聲與振動也隨之增加。與此同時，由于以下三點因素[1]：</p><p>　　1）政府法規(guī)對通過噪聲的要求越來越嚴格；</p><p>　　2）大多數(shù)顧客在購買汽車時非常在意汽車的振動與噪聲性能，汽車的振動與噪聲性能與顧客對汽車總體印象和評價直接相關(guān)

40、；</p><p>　　3）汽車的舒適性能如振動和噪聲性能常常成為區(qū)分汽車品牌好壞的重要原因之一。</p><p>　　因此汽車廠商越來越重視提高汽車的振動噪聲性能，噪聲與振動開始成為汽車開發(fā)工程中最主要的問題之一。</p><p>　　發(fā)動機是汽車的動力源，也是汽車最主要的噪聲與振動源，其激勵力主要有兩類：一是發(fā)動機旋轉(zhuǎn)運動和上下運動而產(chǎn)生的慣性不平衡；二是由于燃

41、燒而產(chǎn)生的沖擊力。發(fā)動機通常是與變速箱連在一起組成發(fā)動機動力總成，因此隔振減振不僅僅是發(fā)動機的問題，而且是整個發(fā)動機動力總成的問題[2]。</p><p>　　發(fā)動機懸置系統(tǒng)包括發(fā)動機動力總成（發(fā)動機、離合器、變速箱）以及三到四個懸置元件，發(fā)動機動力總成通過懸置元件與車架或車身相連。發(fā)動機的振動通過懸置系統(tǒng)傳遞給車身，從而引起車身的振動并通過車廂壁板的振動產(chǎn)生輻射噪聲。因此發(fā)動機懸置系統(tǒng)隔振性能的優(yōu)劣直接決定了汽

42、車NVH性能的好壞。</p><p>　　發(fā)動機懸置系統(tǒng)的性能不僅僅依靠單個懸置元件的性能，而且和整個系統(tǒng)有關(guān)。懸置系統(tǒng)的設(shè)計主要包括[3]：</p><p>　　1）發(fā)動機質(zhì)心位置和方向；</p><p>　　2）每個懸置元件的位置和方向；</p><p>　　3）每個懸置元件的剛度系數(shù)。</p><p>　　因此我

43、們需要對發(fā)動機懸置系統(tǒng)進行研究：分析懸置系統(tǒng)隔振原理以及懸置元件布置規(guī)律，建立設(shè)計流程，對設(shè)計出的懸置系統(tǒng)進行分析與評價，對設(shè)計變量進行優(yōu)化。這些工作在理論和實踐上都具有十分重大的意義。</p><p>　　1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀</p><p>　　車速的提高和汽車的輕量化，使得發(fā)動機振動引起的各種問題日益突出，發(fā)動機懸置系統(tǒng)的設(shè)計研究受到越來越多的重視。理想的發(fā)動機懸置系統(tǒng)應(yīng)滿足多方面

44、的要求[2]：</p><p>　　1）支承作用：懸置系統(tǒng)必須能承受發(fā)動機動力總成的質(zhì)量，使其不至于產(chǎn)生過大的靜位移。</p><p>　　2）限位作用：在發(fā)動機動力總成受到各種干擾力（制動、加速、減速等）作用的情況下，懸置系統(tǒng)能有效的限制其最大位移，以避免與相鄰零部件發(fā)生碰撞與干涉。</p><p>　　3）隔振作用：發(fā)動機懸置系統(tǒng)必須盡量衰減隔離發(fā)動機向車架傳遞

45、的振動，同時，懸置系統(tǒng)還要衰減隔離地面不平而引起的車架傳遞給發(fā)動機動力總成的振動。</p><p>　　發(fā)動機懸置系統(tǒng)的剛體振動在六個自由度上是耦合的，即某個自由度上的激振力（矩）可以引起懸置系統(tǒng)其他單個或多個自由度上的振動。耦合振動會導(dǎo)致動力總成的共振頻率范圍擴大，這時要達到較好的隔振效果就需要使用較軟的懸置。但這會導(dǎo)致動力總成位移變大，產(chǎn)生干涉。因此，懸置系統(tǒng)設(shè)計是個系統(tǒng)工程，需要綜合考慮[4]。</p

46、><p>　　實踐證明，通過合理配置懸置元件的剛度、阻尼、安裝位置和安裝角度可以使發(fā)動機懸置系統(tǒng)得到較好的隔振性能。目前國內(nèi)外主要通過兩種途徑來改善發(fā)動機懸置系統(tǒng)的性能[5]：</p><p>　　1）合理設(shè)計發(fā)動機懸置，使懸置自身的動態(tài)性能接近最佳狀態(tài)。</p><p>　　2）應(yīng)用振動理論對發(fā)動機懸置系統(tǒng)進行設(shè)計與優(yōu)化。</p><p>　　

47、本文主要對第二點進行論述。圍繞著發(fā)動機懸置系統(tǒng)的設(shè)計與優(yōu)化，國內(nèi)外許多學者和工程技術(shù)人員進行了深入仔細的理論和試驗研究。</p><p>　　1.2.1 國外研究現(xiàn)狀</p><p>　　本世紀五十年代，Anon horizon 和Horvitz 提出六自由度解耦理論和解耦的計算方法。</p><p>　　七十年代，Toshio, Sakata用機械阻抗法研究懸置剛

48、度與車內(nèi)噪聲的關(guān)系。 </p><p>　　1974年，Belter-Knight利用打擊中心理論，考慮使懸置點盡可能靠近彈性體振動節(jié)點位置，提出合理布置動力總成懸置的方法。</p><p>　　1976年，Schmitt和Charles通過研究表明，懸置系統(tǒng)的振動特性主要取決于懸置剛度，而振動幅度則和懸置阻尼的大小有關(guān)。</p><p>　　1979年，Johns

49、on用數(shù)學優(yōu)化的手段進行懸置系統(tǒng)的設(shè)計。他以合理配置系統(tǒng)的固有頻率和實現(xiàn)各自由度之間的振動解耦為目標函數(shù)，以懸置剛度和懸置點坐標為設(shè)計變量進行優(yōu)化計算，結(jié)果使系統(tǒng)各平動自由度之間的振動耦合大為減少，同時保證了系統(tǒng)的固有頻率，取得令人滿意的優(yōu)化成果[6]。</p><p>　　1982年，R.Racca以限制懸置空間、懸置位置、剛度、固有頻率和振動解耦等方面來考慮懸置的減振隔振性能，對傳統(tǒng)的前置后驅(qū)FR式懸置系統(tǒng)進

50、行了全面總結(jié)。</p><p>　　1983年，Clark等人對前置前驅(qū)FF式懸置系統(tǒng)進行了仿真計算，指出由于發(fā)動機振動時車架變形小，因此可以把整車系統(tǒng)分解為動力總成懸置系統(tǒng)和車身車架系統(tǒng)來研究，用前者的響應(yīng)作為后者的輸入，對兩個系統(tǒng)分別進行計算機模擬和試驗驗證。</p><p>　　1984年，Geck P.E.和Patton R .D.認為發(fā)動機懸置系統(tǒng)的最主要作用是隔離低頻振動，這就

51、要求系統(tǒng)的側(cè)傾固有頻率要低，以減小發(fā)動機不平衡扭矩引起的振動。因此，他們以側(cè)傾運動解耦、降低側(cè)傾模態(tài)的固有頻率為目標對懸置系統(tǒng)進行了優(yōu)化，并提出了較合理的懸置設(shè)計原則[7]。</p><p>　　1987年，H.Hata和H.Tanaka又用優(yōu)化懸置位置的方法，對怠速工況下發(fā)動機懸置系統(tǒng)的振動進行了研究，指出車身彎曲共振頻率應(yīng)高于怠速轉(zhuǎn)頻（發(fā)動機怠速時對應(yīng)的頻率），且越大越好，動力總成的共振頻率應(yīng)小于的怠速轉(zhuǎn)頻[

52、8]。</p><p>　　1990年，Demic以懸置點響應(yīng)力和響應(yīng)力矩為目標函數(shù)，對懸置點位置與懸置特性進行了優(yōu)化，該方法具有既適合橡膠懸置優(yōu)化，又適合液壓懸置優(yōu)化的特點[9]。</p><p>　　1993年，John Brett提出了一種和傳統(tǒng)的發(fā)動機懸置系統(tǒng)設(shè)計理論不同的方法－最小響應(yīng)設(shè)計方法。該方法以車廂的振動響應(yīng)最小為設(shè)計目標，和常用的以合理配置汽車動力總成的剛體模態(tài)為設(shè)計目

53、標的方法有所不同[10]。</p><p>　　2000年，Taeseok Jeong和Rajendra Singh通過合理布置發(fā)動機懸置元件進行發(fā)動機懸置系統(tǒng)解耦設(shè)計。他們指出，通過合理的布置懸置元件，使它們的彈性中心位于發(fā)動機懸置系統(tǒng)的質(zhì)心處或主慣性軸上，以達到發(fā)動機懸置系統(tǒng)振動解耦[11]。</p><p>　　1.2.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀</p><p>　　八

54、十年代，清華大學的徐石安等人開始發(fā)動機懸置系統(tǒng)的優(yōu)化計算，他們經(jīng)過研究認為，相比振動解耦和合理分配固有頻率而言，降低振動傳遞率是最重要的，提出了以懸置點處反作用力幅值最小為目標函數(shù)，適當控制系統(tǒng)固有頻率的方法進行優(yōu)化設(shè)計，取得較好的結(jié)果[12]。</p><p>　　1992年，長春汽車研究所的喻惠然等給出了發(fā)動機懸置系統(tǒng)設(shè)計的一般要求和原則，并對CA6102型發(fā)動機的懸置系統(tǒng)進行了基本參數(shù)計算和隔振性能研究，提

55、出了改進方案[13]。</p><p>　　1992年，第二汽車制造廠的上官文斌等人在扭矩軸坐標系中建立了優(yōu)化模型，以系統(tǒng)固有頻率為目標函數(shù)，以系統(tǒng)解耦、打擊中心原理、一階彎曲模態(tài)節(jié)點為約束進行了優(yōu)化計算，此方法在工程上很具有實用價值[14]。</p><p>　　1994年，孫蓓蓓、張啟軍、孫慶鴻等應(yīng)用一種使發(fā)動機懸置系統(tǒng)剛度矩陣解耦的方法，來實現(xiàn)懸置系統(tǒng)的振動解耦。應(yīng)用該方法對懸置系統(tǒng)

56、進行優(yōu)化設(shè)計，可以實現(xiàn)發(fā)動機懸置系統(tǒng)沿垂向和繞曲軸方向的振型解耦，達到控制整車振動的目的[15]。</p><p>　　1995年，徐石安根據(jù)傳遞函數(shù)分析振動的方法，探討了發(fā)動機振動模型簡化的理論基礎(chǔ)，隔振和解耦的關(guān)系，提出了更適合計算機尋優(yōu)的解耦方法：能量法解耦[16]。</p><p>　　1995年，程序、張建潤和王志新應(yīng)用模態(tài)綜合理論對整車作振動分析，建立了20個自由度的整車模型，

57、用實際的路面激勵作為輸入，求出座椅的振動響應(yīng)，兼顧各子系統(tǒng)的運動匹配，以座椅加速度響應(yīng)值最小為目標，經(jīng)優(yōu)化計算得到發(fā)動機懸置系統(tǒng)的最佳參數(shù)[17]。</p><p>　　1995年，任曉松，王立公根據(jù)汽車傳動系的布置方式的不同，論述了汽車動力總成懸置系統(tǒng)配置的一般原則、原理和規(guī)律，對于汽車動力總成懸置系統(tǒng)的配置及懸置系統(tǒng)的改進提供了依據(jù)[5]。</p><p>　　1996年，溫任林，顏景

58、平以整車系統(tǒng)為背景，提出了降低汽車駕駛室振動相對能量和發(fā)動機懸置系統(tǒng)各階振型解耦的多目標優(yōu)化方法，并根據(jù)該方法建立了優(yōu)化數(shù)學模型[18]。</p><p>　　1998年，史文庫和林逸以Audi100轎車為研究對象，考慮了彈性基礎(chǔ)的作用，建模時假設(shè)發(fā)動機懸置支承在彈性基礎(chǔ)上。通過四端參數(shù)理論，分析了彈性基礎(chǔ)對發(fā)動機懸置系統(tǒng)隔振性能的影響，得出了發(fā)動機懸置支承基礎(chǔ)的彈性作用是懸置在高頻區(qū)域隔振效果變差的原因[19]

59、。</p><p>　　2001年，樊興華、陳金玉和黃席樾在研究發(fā)動機懸置系統(tǒng)各種優(yōu)化設(shè)計方法的基礎(chǔ)上，以整車人機系統(tǒng)為背景，提出了以人體在垂直方向振動加速度均方根加權(quán)值最小和發(fā)動機懸置系統(tǒng)能量解耦為綜合目標的多目標優(yōu)化模型，對發(fā)動機懸置參數(shù)進行了優(yōu)化設(shè)計。計算實例說明，選擇合適的發(fā)動機懸置參數(shù)可以有效的降低汽車振動，改善汽車乘坐舒適性[20]。</p><p>　　2003年，呂振華在討

60、論動力總成懸置系統(tǒng)的設(shè)計理論與優(yōu)化方法的基礎(chǔ)上，系統(tǒng)的分析了這些因素對動力總成懸置系統(tǒng)隔振性能設(shè)計目標的影響，并針對兩種動力總成進行了優(yōu)化設(shè)計計算分析，使系統(tǒng)的解耦程度提高[21]。</p><p>　　1.3 主要研究內(nèi)容</p><p>　　目前國內(nèi)在發(fā)動機懸置系統(tǒng)設(shè)計方面與國外先進水平相比還存在較大差距。大多數(shù)汽車企業(yè)在進行發(fā)動機動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計時，出于技術(shù)和成本方面的原因，都是

61、類比設(shè)計；沒有形成全面、系統(tǒng)的發(fā)動機懸置系統(tǒng)設(shè)計開發(fā)流程和輔助開發(fā)軟件。</p><p>　　因此，本文的主要研究內(nèi)容是給出懸置系統(tǒng)設(shè)計開發(fā)流程和輔助開發(fā)工具。主要內(nèi)容如下：</p><p>　　1）介紹了發(fā)動機懸置系統(tǒng)設(shè)計的理論基礎(chǔ)：發(fā)動機動力總成的激振力、懸置系統(tǒng)的動力學模型、隔振理論以及解耦理論；</p><p>　　2）介紹了發(fā)動機懸置系統(tǒng)設(shè)計中所需注意的問

62、題：懸置點的布置方法、懸置元件的選擇以及評價與優(yōu)化；</p><p>　　3）通過總結(jié)國內(nèi)外的先進經(jīng)驗，給出懸置系統(tǒng)的設(shè)計流程；</p><p>　　4）以一個具體車型的發(fā)動機懸置系統(tǒng)為例，在虛擬樣機軟件ADAMS中對懸置系統(tǒng)進行建模、模態(tài)分析、解耦分析；根據(jù)設(shè)計要求設(shè)計變量進行優(yōu)化以達到所需的設(shè)計要求；</p><p>　　5）在ADAMS中對該系統(tǒng)進行二次開發(fā)，

63、以菜單和對話框為人機交互界面來交互的完成發(fā)動機懸置系統(tǒng)的分析與優(yōu)化，為工程師設(shè)計和分析類似的懸置系統(tǒng)提供一個便捷的工具。</p><p>　　第二章 發(fā)動機懸置設(shè)計理論基礎(chǔ)</p><p>　　發(fā)動機懸置系統(tǒng)包括發(fā)動機動力總成（發(fā)動機、離合器、變速箱）以及三到四個懸置元件；發(fā)動機動力總成通過懸置元件與車架相連。發(fā)動機的振動如果沒有有效的隔離，就會傳到汽車的各個部位，最后到達駕駛員和乘客，從

64、而影響整車的振動噪聲舒適性。另外，汽車會受到路面的振動與沖擊，如果懸置系統(tǒng)設(shè)計不當，發(fā)動機動力總成的振動幅值會很大，甚至會與周圍的結(jié)構(gòu)發(fā)生干涉，損壞汽車的零部件，大大縮短汽車的使用壽命。</p><p>　　發(fā)動機懸置系統(tǒng)的設(shè)計中，主要的考慮因素有發(fā)動機剛體模態(tài)的解耦水平和模態(tài)頻率分布。模態(tài)耦合將導(dǎo)致發(fā)動機動力總成的振幅加大，共振頻率范圍過寬；若模態(tài)頻率與激振力的頻率相近，將會導(dǎo)致共振。</p>&

65、lt;p>　　本章主要對下述四個問題進行論述：</p><p>　　1）發(fā)動機動力總成的激振力；</p><p>　　2）建立懸置系統(tǒng)的動力學模型，并對該模型進行分析；</p><p>　　3）懸置系統(tǒng)的隔振理論；</p><p>　　4）懸置系統(tǒng)的解耦理論。</p><p>　　2.1 發(fā)動機動力總成的激振力&

66、lt;/p><p>　　作用于發(fā)動機懸置系統(tǒng)的激振源主要如下[22] [23]：</p><p>　　1）發(fā)動機起動及熄火停轉(zhuǎn)時的搖動；</p><p>　　2）怠速運轉(zhuǎn)時的抖動；</p><p>　　3）發(fā)動機高速運轉(zhuǎn)時的振動；</p><p>　　4）路面沖擊所引起的車體振動；</p><p>

67、　　5）大轉(zhuǎn)矩時的搖動；</p><p>　　6）汽車起步或者變速時轉(zhuǎn)矩變換所引起的沖擊；</p><p>　　7）過大錯位所引起的干涉和破損。</p><p>　　作用在發(fā)動機懸置上的振動頻率十分廣泛，根據(jù)振動頻率可以把振動分為高</p><p>　　頻振動和低頻振動。頻率低于30Hz的低頻振動源如下：</p><p&g

68、t;　　1）發(fā)動機低速運轉(zhuǎn)時的轉(zhuǎn)矩波動；</p><p>　　2）在發(fā)動機低速運轉(zhuǎn)時由于慣性力及其力矩使動力總成產(chǎn)生的振動；</p><p>　　3）輪胎旋轉(zhuǎn)時由于輪胎動平衡不好使車身產(chǎn)生的振動；</p><p>　　4）路面不平使車身產(chǎn)生的振動；</p><p>　　5）由于傳動系的聯(lián)軸器工作不佳產(chǎn)生附加力偶和推力，使動力裝置產(chǎn)生的<

69、/p><p><b>　　振動。</b></p><p>　　頻率高于30Hz的高頻振動源如下：</p><p>　　在發(fā)動機高速運轉(zhuǎn)時，由于慣性力及其力矩使動力總成產(chǎn)生的振動；</p><p>　　在變速時產(chǎn)生的振動；</p><p>　　燃燒壓力脈動使機體產(chǎn)生的振動；</p><

70、;p>　　發(fā)動機配氣機構(gòu)產(chǎn)生的振動；</p><p>　　曲軸的彎曲振動和扭振；</p><p>　　動力總成的彎曲振動和扭振；</p><p>　　傳動軸不平衡產(chǎn)生的振動。</p><p>　　總之，使發(fā)動機動力總成產(chǎn)生振動的主要振源概括起來有兩類：一為內(nèi)振源，主要時由于燃燒脈動、活塞和連桿的運動產(chǎn)生的不平衡力和力矩；二為外振源，主要

71、是來源于不平的道路或傳動系。這兩種振源幾乎總是同時作用，使發(fā)動機處于復(fù)雜的振動狀態(tài)。</p><p><b>　　（1）燃燒激振頻率</b></p><p>　　發(fā)動機氣缸內(nèi)混合氣燃燒，通過曲軸輸出脈沖轉(zhuǎn)矩。由于轉(zhuǎn)矩周期性的發(fā)生變化，導(dǎo)致發(fā)動機上反作用轉(zhuǎn)矩（又稱傾覆力矩）發(fā)生波動。這種波動使發(fā)動機產(chǎn)生周期性的扭轉(zhuǎn)振動，其振動頻率實際上就是發(fā)動機的發(fā)火頻率，計算公式為：

72、</p><p><b>　?。?-1）</b></p><p>　　式中：為點火干擾頻率，Hz；</p><p>　　為發(fā)動機沖程數(shù)（2或4）；</p><p><b>　　為發(fā)動機氣缸數(shù)；</b></p><p><b>　　為曲軸轉(zhuǎn)速，。</b>&

73、lt;/p><p>　?。?）慣性力激振頻率</p><p>　　由不平衡的旋轉(zhuǎn)質(zhì)量和往復(fù)運動的質(zhì)量所引起的慣性激振力和力矩的激振頻率為：</p><p><b>　?。?-2）</b></p><p>　　式中：為慣性力激振頻率；</p><p>　　為比例系數(shù)（一級不平衡力或力矩，二級不平衡力或力

74、矩）。</p><p>　　不平衡慣性力的激振頻率與發(fā)動機的缸數(shù)無關(guān)，但慣性力的不平衡量與發(fā)動機缸數(shù)和結(jié)構(gòu)特征有著密切的關(guān)系。</p><p>　　對于外振源，歸根結(jié)底是路面的激勵，通過車輪、驅(qū)動系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)及車架等而傳遞到動力總成，所以在選擇懸置系統(tǒng)的固有頻率時，需要考慮到車輛與發(fā)動機連接部分的共振頻率。</p><p>　　2.2 發(fā)動機懸置系統(tǒng)動力學模型的建

75、立</p><p>　　發(fā)動機懸置系統(tǒng)是一個復(fù)雜的多自由度振動系統(tǒng)，其激振力比較復(fù)雜，質(zhì)量分布也不均勻，因此懸置的剛度是不同的。發(fā)動機質(zhì)心與懸置發(fā)動機側(cè)安裝點不位于同一平面內(nèi)，并且激振力（通常有幾種激振力同時作用，如發(fā)動機的一階和二階往復(fù)慣性力）的作用線不通過系統(tǒng)重心，會產(chǎn)生力矩，從而產(chǎn)生轉(zhuǎn)動。因此，發(fā)動機懸置系統(tǒng)有三個移動和三個轉(zhuǎn)動，并存在不同方向間運動的耦合。</p><p>　　2.

76、2.1 發(fā)動機動力總成動力學模型</p><p>　　機械系統(tǒng)的振動特性，主要決定于系統(tǒng)本身的慣性、彈性和阻尼。實際機械結(jié)構(gòu)的這些性質(zhì)都是比較復(fù)雜的，為了能運用數(shù)學工具對它們的振動特性進行分析計算，需要將實際系統(tǒng)作一定程度的簡化：忽略次要因素，簡化其質(zhì)量、剛度、阻尼等參數(shù)的性質(zhì)和分布規(guī)律，建立起既能反映實際系統(tǒng)的動力學特性又有可能進行計算的動力學模型。</p><p>　　由于發(fā)動機動力總

77、成的固有頻率一般在200～500Hz之間，而整個發(fā)動機懸置系統(tǒng)的固有頻率一般在5～15Hz左右，發(fā)動機動力總成的彈性體自然頻率遠遠高于懸置系統(tǒng)，因此將發(fā)動機動力總成視為剛體。同時將各個懸置元件簡化為三個相互垂直的線性彈簧粘性阻尼元件。最后假設(shè)車架為剛體，這是因為懸置元件車架側(cè)的振動遠遠小于發(fā)動機側(cè)。這樣，發(fā)動機懸置系統(tǒng)就簡化成了一個空間六自由度振動系統(tǒng)[16]。</p><p>　　2.2.2 懸置元件的動力學模

78、型</p><p>　　現(xiàn)代車用的懸置元件屬于空間粘性彈簧，能阻止任意方向的移動和轉(zhuǎn)動。但是由于發(fā)動機懸置系統(tǒng)一般采用多個懸置元件，各個懸置位置的間距比懸置元件本身的尺寸大得多，因此單個懸置元件由角剛度產(chǎn)生的恢復(fù)力矩比由各個懸置元件聯(lián)合產(chǎn)生的恢復(fù)力矩小得多，并且各個方向的角剛度測量比較困難，所以在建立單個懸置元件動力學模型時，角剛度可以忽略不計。因此，單個懸置元件可以等效為固定于發(fā)動機與車架之間的3個正交的粘性彈

79、簧[24]。因橡膠支承扭簧作用產(chǎn)生的分量很小可忽略。在這種假定下，橡膠的彈性中心是存在的。如下圖所示：</p><p>　　圖2-1 橡膠懸置的三維力學模型</p><p>　　當作用于物體的力引起的彈性位移與作用力的方向一致，又無角位移發(fā)生時，位移直線稱為物體在該方向的彈性主軸，沿彈性主軸方向的剛度稱為主剛度。空間三維彈性主軸的正交點稱為三維彈性中心。當作用力通過彈性中心時，物體只發(fā)生線

80、位移，不產(chǎn)生角位移。三個彈性主軸方向的動剛度可以視為相應(yīng)方向靜剛度的1.2～1.6倍[25]。如上圖所示：其中，，是相互正交的三彈性主軸，，，為對應(yīng)的主剛度。E為三維彈性中心。三個阻尼器假設(shè)為等值，且記作C，因C值比較小，分析系統(tǒng)自由振動的特性時，可進一步略去阻尼器的影響。</p><p>　　現(xiàn)對其中一個方向上的力學模型進行分析，如下圖所示：</p><p>　　圖2-2 橡膠懸置的一維

81、力學模型</p><p>　　由于目前尚無完善的橡膠內(nèi)阻理論，工程上常把橡膠的彈性力和阻尼力綜合到一起考慮，用“動剛度”這一概念來描述橡膠彈簧的動態(tài)特性。</p><p>　　設(shè)橡膠支承上沿某一彈性主軸方向作用一簡諧力，其變形為，峰值分別為，，變形滯后于載荷的相差為，則有</p><p><b>　?。?-3）</b></p>&

82、lt;p><b>　?。?-4）</b></p><p>　　式2-3中右邊第一項與變形同相位，其峰值與變形峰值之比定義為動剛度，即</p><p><b>　?。?-5）</b></p><p>　　復(fù)剛度和結(jié)構(gòu)阻尼分別定義為</p><p><b>　?。?-6）</b&g

83、t;</p><p><b>　?。?-7）</b></p><p>　　對于整個懸置元件，在局部坐標系下，、和方向上的力與其變形的關(guān)系式為:</p><p><b>　?。?-8）</b></p><p><b>　　寫成矩陣形式</b></p><p&g

84、t;<b>　?。?-9）</b></p><p><b>　　其中</b></p><p><b>　　（2-10）</b></p><p><b>　?。?-11）</b></p><p><b>　?。?-12）</b><

85、/p><p>　　式中，為懸置元件在其局部坐標系中的反作用力，為懸置元件在其局部坐標系中的位移，為懸置元件在其局部坐標系中的剛度矩陣。</p><p>　　2.2.3 發(fā)動機懸置系統(tǒng)動力學模型的建立</p><p>　　發(fā)動機懸置系統(tǒng)的振動模型是以剛體彈性支撐理論作為基礎(chǔ)的，即把發(fā)動機動力總成視為一個剛體，通過3～4個具有三維彈性的懸置元件支撐在剛性的、質(zhì)量為無限大的車

86、架上[26] 。四點懸置的發(fā)動機懸置系統(tǒng)動力學模型如下圖所示：</p><p>　　圖2-3 發(fā)動機懸置系統(tǒng)一般動力學模型</p><p>　　發(fā)動機懸置系統(tǒng)坐標系通常取原點為發(fā)動機動力總成質(zhì)心；軸與曲軸中心線平行并指向變速箱側(cè)（橫向），軸為豎直向上（豎向），軸由右手定則確定（縱向）；分別為發(fā)動機動力總成繞、和軸轉(zhuǎn)過的角度。發(fā)動機動力總成的振動可以分解為隨同它的質(zhì)心點沿（前后）、（左右）、

87、（上下）的三個平動和繞質(zhì)心點的轉(zhuǎn)動：沿軸的轉(zhuǎn)動（橫向轉(zhuǎn)動）、沿軸的轉(zhuǎn)動（縱向轉(zhuǎn)動）和沿軸的轉(zhuǎn)動（左右轉(zhuǎn)動）。</p><p>　　2.2.4 懸置系統(tǒng)動力學方程及其分析</p><p>　　針對這樣一個系統(tǒng)，通過建立動力學方程，可以求解系統(tǒng)的模態(tài)和響應(yīng)。</p><p>　　建立動力學方程常見的方法有兩種，一種是用牛頓第二定律，另一種是拉格朗日動力方程。拉格朗日動力

88、方程是從系統(tǒng)的能量和功的角度出發(fā)，只考慮三個標量：動能、勢能以及虛功。這種方法考慮的是廣義坐標和廣義力，對于復(fù)雜的系統(tǒng)，用這種方法可以十分方便、準確的建立系統(tǒng)方程[23]。</p><p>　　這個系統(tǒng)的動力方程寫成下面的形式：</p><p><b>　?。?-13 a）</b></p><p><b>　?。?-13 b）<

89、/b></p><p><b>　?。?-13 c）</b></p><p><b>　?。?-13 d）</b></p><p><b>　?。?-13 e）</b></p><p><b>　　（2-13 f）</b></p>&l

90、t;p><b>　　式中：</b></p><p><b>　　是動力裝置的質(zhì)量；</b></p><p>　　、、 分別為懸置系統(tǒng)繞參考坐標軸、、的轉(zhuǎn)動慣量；</p><p>　　、、分別為懸置系統(tǒng)相對于參考坐標軸的質(zhì)量慣性積；</p><p>　　、、分別是作用在質(zhì)心上、、方向的力之和；&

91、lt;/p><p>　　、、分別是作用在質(zhì)心處的、、方向的力矩之和。</p><p>　　上述方程可以寫成矩陣形式：</p><p><b>　?。?-14）</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　和分別是系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣和剛度矩陣：</p&

92、gt;<p><b>　??；</b></p><p><b>　??；</b></p><p><b>　　是位移向量，；</b></p><p><b>　　是加速度向量，；</b></p><p><b>　　是激振力向量，；&l

93、t;/b></p><p>　　分別為懸置系統(tǒng)的各方向總往復(fù)剛度；</p><p>　　分別為懸置系統(tǒng)的各方向總回轉(zhuǎn)剛度；</p><p>　　為懸置系統(tǒng)的系統(tǒng)耦合剛度。</p><p>　　將式2-14轉(zhuǎn)換到頻域內(nèi)，并且不考慮外力作用得：</p><p><b>　?。?-15）</b>&

94、lt;/p><p>　　將上式用作模態(tài)分析，得到系統(tǒng)各個模態(tài)下的固有頻率和固有振型，這為合理避開共振頻率和實現(xiàn)解耦提供了理論基礎(chǔ)。</p><p>　　為了分析發(fā)動機懸置系統(tǒng)的隔振問題，研究系統(tǒng)在激振力作用下的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)具有十分重要的意義。如果動力總成在支承處具有較小的響應(yīng)，則系統(tǒng)將具有良好的隔振效果。動力總成本身的不平衡力（矩）具有周期性和簡諧性的特點，因此分析計算動力總成懸置系統(tǒng)在正弦激勵下

95、的響應(yīng)問題具有典型的意義。</p><p>　　在正弦激勵下多自由度線性系統(tǒng)的振動微分方程可用矩陣形式表達如下：</p><p><b>　?。?-16）</b></p><p>　　在已知質(zhì)量矩陣、剛度矩陣以及外力向量的情況下，求解式2-16可得到系統(tǒng)在簡諧激振力作用下各廣義坐標下的響應(yīng)。再通過響應(yīng)的坐標變換，即可求得系統(tǒng)再物理坐標下的響應(yīng)。

96、</p><p>　　我們用模態(tài)分析法求解該方程。模態(tài)分析法利用質(zhì)量陣、剛度矩陣與模態(tài)矩陣的正交性，將振動微分方程轉(zhuǎn)化為六個獨立的微分方程式，即實現(xiàn)系統(tǒng)在模態(tài)坐標下的解耦。設(shè)六個獨立微分方程中的第個方程為：</p><p><b>　?。?-17）</b></p><p><b>　　式中：</b></p>

97、<p><b>　　為第個模態(tài)質(zhì)量；</b></p><p><b>　　為第個模態(tài)復(fù)剛度；</b></p><p>　　為第個模態(tài)坐標下的振動位移；</p><p>　　為第個模態(tài)坐標上的激振力。</p><p><b>　　式2-17的解為：</b></p&

98、gt;<p><b>　　（2-18 a）</b></p><p><b>　?。?-18 b）</b></p><p><b>　?。?-18 c）</b></p><p>　　將六個模態(tài)坐標下的解按照線性疊加原理進行疊加，得到下式：</p><p><b

99、>　?。?-19）</b></p><p>　　2.3 隔振理論分析</p><p>　　在分析懸置系統(tǒng)隔振問題時，發(fā)動機動力總成被假設(shè)為一個剛體結(jié)構(gòu)，具有六個自由度。對六個自由度的系統(tǒng)進行隔振分析是非常復(fù)雜的。設(shè)計發(fā)動機懸置系統(tǒng)需要滿足一定的解耦條件。當解耦條件滿足時，這個系統(tǒng)變成了六個單自由度系統(tǒng)，可以分別對每個單自由度進行隔振分析。因此對單自由度系統(tǒng)進行隔振分析具有

100、一定的意義。</p><p>　　把發(fā)動機懸置系統(tǒng)簡化為一個單自由度振動系統(tǒng)：發(fā)動機動力總成簡化為一個剛體，通過一個彈性阻尼彈簧與車架（車身）相連。下面分兩種情況來說明發(fā)動機隔振原理[27]。</p><p>　　2.3.1 隔離發(fā)動機的激振力</p><p>　　圖2-4發(fā)動機懸置系統(tǒng)隔離發(fā)動機激振力原理簡圖</p><p>　　我們首先討

101、論隔離發(fā)動機傳遞到車架（車身）振動的情況，此時我們假定車架（車身）固定不動，如圖2-4所示。</p><p>　　則系統(tǒng)的微分方程為：</p><p><b>　?。?-20）</b></p><p>　　設(shè)發(fā)動機豎向激振力為：</p><p><b>　?。?-21）</b></p>

102、<p>　　式中F是激振力的幅值，為諧振頻率。</p><p>　　假設(shè)動力總成的響應(yīng)比激勵滯后，滯后角為，則位移響應(yīng)為：</p><p><b>　?。?-22）</b></p><p>　　式中為響應(yīng)的幅值。由2-20，2-21，2-22可得：</p><p><b>　　（2-23）</

103、b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　為阻尼比，，其中為粘性阻尼系數(shù)，為臨界粘性阻尼系數(shù)； </p><p><b>　　為頻率比，。</b></p><p>　　傳遞到基礎(chǔ)上的力是彈簧力和阻尼力的合力，因此傳遞力為：</p><p>&

104、lt;b>　?。?-24） </b></p><p><b>　　其幅值為：</b></p><p><b>　?。?-25）</b></p><p>　　傳遞到基礎(chǔ)的力的幅值與激勵力的幅值之比的絕對值稱為傳遞率，由式2-23，2-25可得傳遞率為：</p><p><b&g

105、t;　?。?-26）</b></p><p>　　2.3.2 隔離來自路面的振動</p><p>　　圖2-5 發(fā)動機懸置系統(tǒng)隔離路面振動原理簡圖</p><p>　　如圖2-5所示，假設(shè)來自地面的振動使得車架產(chǎn)生的位移為正弦波，對應(yīng)的發(fā)動機動力總成的位移,則彈簧力為,阻尼力為，則發(fā)動機動力總成的運動微分方程為：</p><p>

106、<b>　　（2-27）</b></p><p><b>　　移項后得</b></p><p><b>　?。?-28）</b></p><p>　　令,，相當于上節(jié)中的激振力。所以上式可以簡化為：</p><p><b>　?。?-29） </b><

107、;/p><p><b>　　則</b></p><p><b>　?。?-30） </b></p><p>　　因為與是一致的，所以式2-26和2-30都可以稱為傳遞率方程，只不過前者是車架的振動到發(fā)動機動力總成的振動傳遞，而后者是發(fā)動機動力總成到車架的振動傳遞，所以兩者的隔振要求是一致的。</p><p&

108、gt;　　2.3.3 傳遞率分析</p><p>　　用不同的阻尼比和頻率比代入式2-26或2-30，可以得到不同阻尼比下的傳遞率。如圖2-6所示：</p><p>　　圖2-6 不同阻尼比情況下的傳遞率曲線圖</p><p>　　分析上圖，我們可以得到如下結(jié)論[1] [23]：</p><p>　　1）要使振動得到衰減，即傳遞率小于1，頻率

109、比必須滿足；</p><p>　　2）當＝1時，系統(tǒng)發(fā)生共振，小的阻尼會使系統(tǒng)產(chǎn)生過大的振幅，具有極大的破壞性。</p><p>　　3）＝0～0.75的區(qū)域為前工作區(qū)，該區(qū)的激勵頻率低于固有頻率，振動稍微被放大。一般路面的激勵比系統(tǒng)的固有頻率低，所以對于來自路面的激勵要保證其頻率和系統(tǒng)固有頻率之比小于0.75；</p><p>　　4）＝0.75～的區(qū)域是隔離區(qū)，

110、在此區(qū)域傳遞率，即經(jīng)懸置元件傳遞后的響應(yīng)幅值反而比激振幅值還大，所以是應(yīng)盡量避免的區(qū)域，即我們應(yīng)盡量使激振頻率遠離固有頻率。這個區(qū)域內(nèi)，阻尼能很好的抑制振動幅值，阻尼越大，振動抑制效果越好；橡膠懸置元件的阻尼比在0.02～0.15之間，液壓懸置元件的阻尼比較大，所以液壓懸置在這個區(qū)域內(nèi)防止沖擊的效果很好；</p><p>　　5）的區(qū)域是工作區(qū)，此時無論阻尼大小，隨著頻率比增加，傳遞率逐漸趨于零，這正是我們要求的

111、隔振效果。但在以后，傳遞率變化不大，所以一般取。在此區(qū)域阻尼給隔振帶來的是副作用，阻尼越大，傳遞率越大。</p><p>　　由上述分析可見，要解決發(fā)動機隔振問題，關(guān)鍵在于發(fā)動機懸置系統(tǒng)固有頻率的選取。</p><p>　　2.4 發(fā)動機懸置系統(tǒng)解耦理論</p><p>　　通常發(fā)動機懸置系統(tǒng)的六個固有振型在多個自由度方向上是耦合的，在某個自由度方向進行激振就會產(chǎn)生

112、耦合振動，這樣使得共振頻率的范圍大大加寬，增大了共振的機會。這時要想達到比較好的隔振效果，需要使用更軟的懸置元件，這將導(dǎo)致發(fā)動機動力總成與周圍零部件之間有較大的相對位移，造成與周圍零部件相碰撞，破壞整車的平順性，同時懸置元件的大位移，會使懸置元件的應(yīng)變增大而影響其使用壽命。因此，現(xiàn)代汽車發(fā)動機懸置的設(shè)計都是朝著完全解耦或部分解耦的方向發(fā)展的[27]。由于完全解耦難度較大，因此通常的做法是使幾個振動模態(tài)獲得解耦，下面介紹常用的部分解耦的方

113、法。</p><p>　　常用的解耦方法有彈性中心法、剛度矩陣解耦法、能量解耦法等[28] [29]。</p><p>　　2.4.1 彈性中心法</p><p>　　該方法是靠巧妙的布置懸置來實現(xiàn)的。其基本途徑是：以發(fā)動機懸置系統(tǒng)的主慣性軸為坐標軸系來布置懸置，消除系統(tǒng)的慣性耦合；使懸置的彈性中心位于發(fā)動機懸置系統(tǒng)的質(zhì)心處，消除彈性耦合。這樣的話，發(fā)動機的六個剛體

114、模態(tài)完全解耦。</p><p>　　作用于被支承物體上的一個任意方向的外力，如果通過彈性支承的彈性中心，則被支承物體只會發(fā)生平移運動，而不會產(chǎn)生轉(zhuǎn)動。反之，被支承物體在產(chǎn)生平移運動的同時，還會產(chǎn)生轉(zhuǎn)動，即兩個自由度上產(chǎn)生運動耦合。同樣，如果一個外力矩繞彈性中心主軸線作用于被支承物體上，該物體只會產(chǎn)生轉(zhuǎn)動而不會產(chǎn)生平移運動。反之，物體在產(chǎn)生轉(zhuǎn)動的同時，還會產(chǎn)生平移運動，同樣出現(xiàn)兩自由度上的運動耦合。</p&g

115、t;<p>　　彈性中心是由彈性元件的剛度和幾何布置決定的，與被支承物體的質(zhì)量無關(guān)。它對彈性系統(tǒng)而言，就像剛體的質(zhì)心，如果剛體質(zhì)心與支承系統(tǒng)的彈性中心重合，則振動將大為簡化。</p><p>　　理論上，如果使發(fā)動機懸置系統(tǒng)的彈性中心同發(fā)動機動力總成的質(zhì)心重合，就可獲得所有六個自由度上的振動解耦。實際上完全解耦在懸置設(shè)計中是很難實現(xiàn)的，因為發(fā)動機的主要激振力只有垂直和扭轉(zhuǎn)兩種，而懸置設(shè)計中存在較多的

116、約束，因此只要在幾個主要方向上獲得近似解耦就行了。</p><p>　　2.4.2 剛度矩陣解耦法</p><p>　　發(fā)動機懸置系統(tǒng)的剛體模態(tài)只與發(fā)動機懸置系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣M和剛度矩陣K有關(guān)。在發(fā)動機主慣性軸坐標系中，發(fā)動機的質(zhì)量矩陣M是解耦的，若系統(tǒng)的剛度矩陣K也為對角矩陣，那么懸置系統(tǒng)在主慣性軸坐標系中六個剛體模態(tài)振動解耦。系統(tǒng)的剛度矩陣是由懸置的安裝位置、安裝角度和剛度決定的，因此可

117、以通過優(yōu)化設(shè)計，合理選擇懸置的安裝位置，安裝角度和剛度來使發(fā)動機懸置系統(tǒng)振動解耦。</p><p>　　該方法完全從振動學的角度來分析發(fā)動機懸置系統(tǒng)的振動解耦問題，有很強的針對性。</p><p>　　在工程實踐中，使發(fā)動機懸置系統(tǒng)的六個剛體模態(tài)解耦沒有必要，一般只要求與發(fā)動機主要激勵有關(guān)的少數(shù)幾階主要振型能有較高程度的解耦。</p><p>　　2.4.3 能量法

118、解耦</p><p>　　目前能量解耦法應(yīng)用較多，它有兩個優(yōu)點：</p><p>　　1）可以在原坐標系上對系統(tǒng)解耦；</p><p>　　2）僅需對系統(tǒng)進行自由振動分析求得剛體模態(tài)參數(shù)，具有普遍的實用性。</p><p>　　從能量角度來看，耦合就是沿著某個廣義坐標方向的力（力矩）所做的功，轉(zhuǎn)化為系統(tǒng)沿多個廣義坐標的動能和勢能。系統(tǒng)沿某個廣

119、義坐標振動的動能和勢能可以互相轉(zhuǎn)換，但其總和不變。故系統(tǒng)沿某一個廣義坐標的總能量可用最大動能（或勢能）表示。</p><p>　　當系統(tǒng)以第j階模態(tài)振動時，定義能量分布矩陣為：</p><p><b>　?。?-31）</b></p><p><b>　　式中：</b></p><p>　　分別為第