CN100595084C - 大功率柴油机动力总成六点悬置系统设计方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种大功率柴油机动力总成六点悬置系统设计方法。涉及的部件有：拉力传感器、摆盘、橡胶隔振器等。悬置系统设计主要可以分为悬置点选择、试验测取动力总成质量——惯性特性参数、悬置角度确定和橡胶隔振器特性参数确定等四大步。根据动力总成低阶纵向弯曲模态确定悬置点的位置；根据对称布置，各支承点位于通过主惯性轴的平面上的理论确定悬置的安装角度；根据能量解耦法对橡胶隔振器的三向刚度参数进行优化设计。六点悬置系统设计方法简单适用，可以实现80%以上的振动解耦，在多个机型上使用验证，隔振效果良好。

Description

大功率柴油机动力总成六点悬置系统设计方法

技术领域

本发明属于振动力学，具体涉及到车辆、动力机械振动的控制技术。

背景技术

随着汽车的速度向高速化、车身的重量向轻量化方向发展，振动噪声问题日益突出，人们对振动和噪声的要求也越来越严格。汽车行驶的平顺性、乘坐舒适性越来越受到人们的关注。动力总成的减振和隔振显得尤为重要，合理设计动力总成悬置系统，不但可以改善汽车乘坐的舒适性，还可以延长发动机和其它部件的使用寿命，是解决内燃机整机振动最为有效的办法。传统的车辆动力总成多采用三点、四点悬置，而对于豪华客车，由于其发动机功率高、体积、质量大，则多采用六点悬置。目前传统客车的六点悬置无论从悬置点的选择，安装角度的确定以及橡胶隔振器的选择都有一定的随意性，导致隔振效果不显著，甚至于起不到隔振目的。为此本发明提出一套施用于大型客车六点悬置系统的设计方法，该方法充分考虑动力总成动态特性，运用经典隔振理论和能量解耦法，并可推广运用到其它采用六点悬置的动力总成。

发明内容

本发明的目的是提供一种用于大功率柴油机动力总成六点悬置系统的设计方法。

下面结合附图对本发明的方法进行说明。大功率柴油机动力总成六点悬置系统设计方法，涉及的部件有：动力总成I、拉力传感器II、摆盘III、橡胶隔振器IV。悬置系统设计主要可以分为悬置点选择、试验测取动力总成质量——惯性特性参数、悬置角度确定和橡胶隔振器特性参数确定等四大步。具体步骤如下：

1.最佳悬置点的选择

现有整机振动隔离理论一般将动力总成简化成刚体，而实际上动力总成非绝对刚体，在高频力作用下，它会出现类似直梁的弯曲振动(如图1)。动力总成结构简化及测点布置如图2。将橡胶隔振器放在弯曲振动节点A、B、C处，既可避免将机体的弯曲振动力传给车架；也可防止道路不平坦情况下通过车架而激起机体的弯曲振动，因为在节点不可能激起梁的振动。第一步：

1.1构建体现动力总成I外形的结构简图，布置测点，并将简化的动力总成I几何结构输入计算机测试系统；

1.2将动力总成I悬吊，选择任意一个测点(非振动节点)为激励点，测取其他点的振动响应，每个测点重复多次采样，然后平均，消除信号中的噪声；

1.3依次逐点采样，每点数据采样后，观察传递函数波形和传递函数峰值处的相干性函数曲线，相干值大于0.8的数据予以存盘，否则重新采样；

1.4确定模态阶数：用其中一个测点的Y方向的传递函数为基础，根据该传递函数幅值的分布特征以及实频及虚频曲线特征，结合其它所有点传递函数的图形，确定模态阶数；

1.5模态拟合和振型编辑：将动力总成I质量单位化，进行振型编辑，得到机体结构的各阶振型。

本发明主要关注机体和动力总成的纵向低阶弯曲模态，所以根据低阶弯曲模态振型，确定悬置点位置为弯曲振动节点处。第二步：

2.试验测取动力总成质量——惯性特性参数

所述参数包括质量、质心、转动惯量、惯性矩，

2.1用三个拉力传感器II将动力总成I水平悬吊置于三维直角坐标的任意一个平面(如图3)，由力矩平衡法，计算出质心坐标在该水平面内的两个投影坐标：

$x=\frac{(F3-F2)L2}{F1+F2+F3},y=\frac{F1L1-(F2+F3)L3}{F1+F2+F3}---\left(a\right)$

其中，F1、F2、F3分别为三个拉力传感器II承受的拉力；L1和L3是三个吊点与坐标系x轴的距离，L2是其中两个吊点距坐标系y轴的距离；

2.2重复步骤2.1，分别得到质心坐标在其它两个平面的投影坐标；

2.3利用计算公式(b)，由三线摆扭振周期法测取转动惯量，测取动力总成I的扭转周期，得到动力总成绕过质心的垂向坐标轴的转动惯量I_Z，

$I_Z=\frac{{\mathrm{GR}}^2{T}^2}{4{\mathrm{\π}}^{2}L}---\left(b\right)$

式中，G：被测物体的重量(N)，R：摆盘半径(m)T：扭振周期(s)，L：吊绳长度(m)

2.4重复步骤2.3，分别得到绕过其它两个质心坐标轴的转动惯量值。第三步：

3.悬置角度的确定

布置橡胶隔振器IV(如图4)。橡胶隔振器IV位于过主惯性轴的平面内，确定悬置的安装角度。

这样可减少动力总成振动的耦合度数，使激振能量大的振动方向解耦；依据使支承系统各支承点位于通过主惯性轴η的平面上，且关于主惯性轴η对称分布的原则，确定悬置的安装角度。这样可以使隔振系统具有较大的横向刚度，以保证足够的横向稳定性，又具有必要的横摇柔度，以隔离倾倒力矩并减少横摇振动。第四步：

4.橡胶隔振器特性参数的确定

4.1建立系统的六自由度振动数学模型，在进行悬置系统固有特性的分析和静态-力位移特性的分析时，不考虑悬置元件在其三个弹性主轴方向的阻尼，采用动力总成悬置系统的动力学方程：

$\left[M\right]\left\{\stackrel{\·\·}{q}\right\}+\left[K\right]\left\{q\right\}=\mathrm{EF}---\left(c\right)$

式中：

{q}-系统广义位移向量，{q}＝(x，y，z，α，β，γ}^T；

-系统广义加速度向量；

[M]-系统的质量矩阵；

[K]-系统的刚度矩阵；

4.2计算系统振动能量矩阵，由动力总成悬置系统的动力学方程式(c)求得动力总成悬置系统的各阶模态固有频率——振型矩阵Φ，由系统的质量矩阵M和振型矩阵Φ，求出系统在作各阶主振动时的能量分布矩阵KET，当系统以第i阶固有频率振动时，此矩阵的第k行l列元素为：

${\left({\mathrm{KE}}_{\mathrm{kl}}\right)}_i=\frac{1}{2}{\mathrm{\ω}}_i^2{m}_{\mathrm{kl}}{\left({\mathrm{\Φ}}_i\right)}_k{\left({\mathrm{\Φ}}_i\right)}_l---\left(d\right)$

式中，Φ_i为矩阵Φ的第i个列向量，即系统的第i阶主振型；(Φ_i)_k和(Φ_i)_l分别为Φ_i的第k及第l个元素；m_kl为系统质量矩阵第k行l列元素；ω_i为系统第i阶固有频率；i，k，l＝1，2，…，6。

系统以第i阶固有频率振动时第k个广义坐标分配到的能量占系统总能量的百分比为：

$P_{\mathrm{ki}}=\frac{\underset{l=1}{\overset{6}{\mathrm{\Σ}}}\left[m_{\mathrm{kl}}{\left({\mathrm{\Φ}}_i\right)}_k{\left({\mathrm{\Φ}}_i\right)}_l\right]}{\underset{k=1}{\overset{6}{\mathrm{\Σ}}}\underset{l=1}{\overset{6}{\mathrm{\Σ}}}\left[m_{\mathrm{kl}}{\left({\mathrm{\Φ}}_i\right)}_k{\left({\mathrm{\Φ}}_i\right)}_l\right]}\×100\%---\left(f\right)$

由式(f)可得系统以解耦度为评价指标的振动能量矩阵KET；

4.3在设定范围内改变橡胶隔振器的三向刚度值，计算新的振型矩阵和振动能量矩阵。发动机激励频率和系统频之比λ＝ω/ω_n大于

才能达到隔振要求，同时考虑地面激励，得出系统频率控制在

范围内，且解耦程度最大情况下的橡胶隔振器刚度参数和振动能量矩阵。本发明橡胶隔振器刚度参数获取流程如图5。

附图说明

附图1动力总成纵向弯曲模态振型示意图，图中A、B、C为动力总成弯曲振动模态节点。

附图2动力总成结构简化及测点布置图。

附图3质量惯性参数测取示意图。

图中，I为动力总成，II为拉力传感器，III为摆盘。

附图4斜置式悬置系统布置示意图。

图中，橡胶隔振器IV，μ为曲轴中心线，η、ξ为动力总成主惯性轴，O为动力总成质心位置，E为悬置系统弹性中心位置，φ为曲轴中心线μ与主惯性轴η的夹角，图左侧为橡胶隔振器左视图。

附图5本发明橡胶隔振器刚度参数获取流程图。

具体实施方式

下面结合附图并通过具体实施例对本发明的设计方案作进一步的说明。

以WP10柴油机动力总成悬置系统设计为例，该动力总成质量1.2吨，直列六缸，标定转速2200r/min，怠速转速600r/min，额定功率243kW。

1.最佳悬置点的选择。

1.1简化动力总成模型，布置测点。如附图2。并将简化的动力总成几何结构输入计算机测试系统。本实施例，共布置测点640个，1920个响应信号。

1.2将动力总成I用绳悬吊，选择编号为1的测点为激励点，测取其他点的振动响应，每个测点重复3次采样，然后平均，消除信号中的噪声。

1.3依次逐点采样，每点数据采样后，观察传递函数波形和传递函数峰值处的相干性函数曲线，相干值大于0.8的数据予以存盘，否则重新采样。

1.4确定模态阶数。用第131个测点的Y方向的传递函数为基础进行分析，根据该传递函数幅值的分布情况以及它的实频及虚频曲线情况，结合其它所有传递函数的图形，最终确定模态阶数为14阶。

1.5模态拟合和振型编辑。将动力总成质量单位化，进行振型编辑，得到机体结构的各阶振型。

本发明关注机体和动力总成的纵向低阶弯曲模态，如附图1，确定悬置点的位置处于振动节点处。将六个悬置点对称布置在齿轮室、飞轮壳和变速箱后端面上。

2.悬置角度的确定

测取动力总成质量——惯性特性参数，包括质量、质心、转动惯量、惯性矩。

2.1将动力总成I置于水平悬吊的摆盘III上，如图3，依据三个拉力传感器II的拉力值，依据力矩平衡法，计算出质心坐标在该水平面面内的两个投影坐标。

$x=\frac{(F3-F2)L2}{F1+F2+F3},y=\frac{F1L1-(F2+F3)L3}{F1+F2+F3}---\left(a\right)$

将动力总成另外两个平面置于摆盘内，重复步骤1，得到质心的三个坐标值。

2.2将动力总成I质心对准摆盘III中心，将摆盘扭转一个微小角度，测取其扭转周期，依据三线摆扭振测取转动惯量公式(b)，便可得到动力总成绕过质心的垂向坐标轴的转动惯量I_Z。

$I_Z=\frac{{\mathrm{GR}}^2{T}^2}{4{\mathrm{\π}}^{2}L}---\left(b\right)$

其中，G：被测物体的重量(N)，R：摆盘半径(m)，T：扭振周期(s)，L：绳子长度(m)

将动力总成另外两个平面内置于摆盘上，重复步骤2，得到绕过质心坐标轴的三个转动惯量值。

六缸发动机主要受的激励为翻转力矩，以侧倾振动为主，重点关注主惯性轴η的位置，结果显示其与曲轴中心线μ成夹角约8°，依据橡胶隔振器的布置应尽可能与动力总成质心对称的原则，使弹性中心E与质心O重合(E＝O，如图4)，各支承点位于通过主惯性轴η的平面上，且关于主惯性轴η对称分布的原则，确定前悬置IV-1为60°对称安装，中悬置IV-2和后悬置IV-3为45°对称安装。

3.橡胶隔振器特性参数优化设计

发动机激励频率和系统频之比λ＝ω/ω_n大于

才能达到隔振要求，同时考虑地面激励，将系统频率控制在

范围内。

3.1建立系统的六自由度振动模型。在进行悬置系统固有特性的分析和静态力-位移特性的分析时，可不考虑悬置元件在其三个弹性主轴方向的阻尼，动力总成悬置系统的动力学方程如下：

$\left[M\right]\left\{\stackrel{\·\·}{q}\right\}+\left[K\right]\left\{q\right\}=\mathrm{EF}$

3.2计算系统振动能量矩阵。通过矩阵迭代，由动力总成悬置系统的动力学方程可求得动力总成悬置系统的各阶模态固有频率——振型矩阵Φ。由系统的质量矩阵M和振型矩阵Φ，求出系统在作各阶主振动时的能量分布矩阵KET。

3.3如附图5，设定橡胶隔振器三向刚度取值范围为100～3000N/mm，以步长10N/mm改变橡胶隔振器刚度值，计算各个刚度矩阵下的振动能量矩阵，得出最大解耦程度情况下的橡胶隔振器参数，如表1，在最佳的系统刚度矩阵情况下，系统能量解耦情况如表2。

表1橡胶隔振器三向刚度值优化结果

表2优化后系统频率范围及能量解耦情况

上表显示，系统频率控制在了较好的范围，振动解耦达到80％以上。

4.试验验证隔振效果

改进前后六个悬置隔振效率试验结果对比如表3。

表3改进前后隔振效果对比

本方法运用经典隔振理论，简单适用，可以实现百分之八十以上的振动解耦，在多个机型上使用验证，隔振效果良好，可以推广到其它需采用六点悬置的动力总成系统。

Claims (1)

1.大功率柴油机动力总成六点悬置系统设计方法，涉及部件有动力总成、拉力传感器、摆盘、橡胶隔振器，其特征是设计方法包括以下步骤：

(1)最佳悬置点的选择：

(1.1)构建体现动力总成外形的结构简图，布置测点，并将简化的动力总成(I)几何结构输入计算机测试系统；

(1.2)将动力总成悬吊，选择任意一个非振动节点测点为激励点，测取其他点的振动响应，每个测点重复多次采样，然后平均，消除信号中的噪声；

(1.3)依次逐点采样，每点数据采样后，观察传递函数波形和传递函数峰值处的相干性函数曲线，相干值大于0.8的数据予以存盘，否则重新采样；

(1.4)确定模态阶数：用其中一个测点的Y力向的传递函数为基础，根据该传递函数幅值的分布特征以及实频及虚频曲线特征，结合其它所有点传递函数的图形，确定模态阶数；

(1.5)模态拟合和振型编辑：将动力总成质量单位化，进行振型编辑，得到机体结构的各阶振型；

根据低阶弯曲模态振型，确定悬置点位置为弯曲振动节点处；

(2)试验测取动力总成质量——惯性特性参数：

所述参数包括质量、质心、转动惯量、惯性矩，

(2.1)用三个拉力传感器(II)将动力总成(I)水平悬吊置于三维直角坐标的任意一个平面，由力矩平衡法，计算出质心坐标在该水平面内的两个投影坐标：

$x=\frac{(F3-F2)L2}{F1+F2+F3},$ $y=\frac{F1L1-(F2+F3)L3}{F1+F2+F3}---\left(a\right)$

其中，F1、F2、F3分别为三个拉力传感器承受的拉力；L1和L3是三个吊点与坐标系x轴的距离，L2是其中两个吊点距坐标系y轴的距离；

(2.2)重复步骤(2.1)，分别得到质心坐标在其它两个平面的投影Y、Z；

(2.3)利用计算公式(b)，由三线摆扭振周期法测取转动惯量，测取动力总成的扭转周期，得到动力总成绕过质心的垂向坐标轴的转动惯量，

$I_7=\frac{{\mathrm{GR}}^2{T}^2}{4{\mathrm{\π}}^{2}L}---\left(b\right)$

式中，G：被测物体的重量(N)，R：摆盘半径(m)T：扭振周期(s)，L：吊绳长度(m)

(2.4)重复步骤(2.3)，分别得到绕过质心的其它两个坐标轴的转动惯量值；(3)悬置角度的确定：

布置三个橡胶隔振器(IV-1，IV-2，IV 3)，三个橡胶隔振器位于过主惯性轴的平面内，确定悬置的安装角度；

(4)橡胶隔振器特性参数的确定：

(4.1)建立系统的六自由度振动数学模型，不考虑悬置元件在其三个弹性主轴方向的阻尼，采用动力总成悬置系统的动力学方程：

$\left[M\right]\left\{\stackrel{\·\·}{q}\right\}+\left[K\right]\left\{q\right\}=\mathrm{EF}---\left(c\right)$

式中：

{q}-系统广义位移向量，{q}＝{x，y，z，α，β，γ}^T；

-系统广义加速度向量；

[M]-系统的质量矩阵；

[K]-系统的刚度矩阵；

(4.2)计算系统振动能量矩阵，由动力总成悬置系统的动力学方程式(c)求得动力总成悬置系统的各阶模态固有频率——振型矩阵Φ，由系统的质量矩阵M和振型矩阵Φ，求出系统在作各阶主振动时的能量分布矩阵KET，当系统以第i阶固有频率振动时，此矩阵的第k行l列元素为：

${\left({\mathrm{KE}}_{\mathrm{kl}}\right)}_i=\frac{1}{2}{\mathrm{\ω}}_i^2{m}_{\mathrm{kl}}{\left({\mathrm{\Φ}}_i\right)}_k{\left({\mathrm{\Φ}}_i\right)}_l---\left(d\right)$

式中，Φ_i为矩阵Φ的第i个列向量，即系统的第i阶主振型；(Φ_i)_k和(Φ_i)_l分别为Φ_i的第k及第l个元素；m_kl为系统质量矩阵第k行l列元素；ωi为系统第i阶固有频率；i，k，l＝1，2，…，6。

系统以第i阶固有频率振动时第k个广义坐标分配到的能量占系统总能量的百分比为：

$P_{\mathrm{ki}}=\frac{\underset{l=1}{\overset{6}{\mathrm{\Σ}}}\left[m_{\mathrm{kl}}{\left({\mathrm{\Φ}}_i\right)}_k{\left({\mathrm{\Φ}}_i\right)}_l\right]}{\underset{k=1}{\overset{6}{\mathrm{\Σ}}}\underset{l=1}{\overset{6}{\mathrm{\Σ}}}\left[m_{\mathrm{kl}}{\left({\mathrm{\Φ}}_i\right)}_k{\left({\mathrm{\Φ}}_i\right)}_l\right]}\×100\%---\left(f\right)$

由式(f)可得系统以解耦度为评价指标的振动能量矩阵KET；

(4.3)在设定范围内改变橡胶隔振器的三向刚度值，计算新的振型矩阵和振动能量矩阵，得出系统频率控制在

范围内，且解耦程度最大情况下的橡胶隔振器刚度参数和振动能量矩阵，ω为激励频率。

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