汽车振动学基础及应用课件：汽车发动机的振动分析 -.ppt

单击此处编辑母版标题样式,单击此处编辑母版文本样式,第二级,第三级,第四级,第五级,汽车振动学基础及应用,汽车发动机的振动分析,6.1,发动机振动的干扰力和力矩,6.2,发动机振动的隔振分析,6.3,发动机悬置系统及其优化设计,6.1,发动机振动的干扰力和力矩,6.1.1,单缸发动机的激励源,讨论发动机振动时,在保持重心位置和总质量不变的条件下，把整套曲柄连杆机构的质量用集中在曲柄销与活塞销上的两质量代替曲柄连杆机构,可简化为图,6.1,所示的系统6.1,发动机振动的干扰力和力矩,活塞的运动方程式及活塞的,运动速度,和,加速度,为：,其中：,6.1,发动机振动的干扰力和力矩,对于不同的 值，可算出各项系数的 值如略去高阶微小量，用前面两项近似表示，则,6.1,发动机振动的干扰力和力矩,集中质量 的往复惯性力的大小等于质量 与活塞加速度 的乘积，而方向与加速度方向相反，即,其中：,-,一级往复惯性力,-,二级往复惯性力,-,四级往复惯性力,6.1,发动机振动的干扰力和力矩,往复惯性力也是一个收敛很快的三角级数，二级以上的惯性力很小，略去不计，于是可把集中质量 的往复惯性力近似的表示为,当发动机工作时，作用在曲柄连杆机构上的主动力是,式中：,-,活塞顶面上气体的爆发压力；,-,活塞直径。

6-6,）,6.1,发动机振动的干扰力和力矩,图,6.2,单缸发动机,6.1,发动机振动的干扰力和力矩,根据达朗贝尔原理，系统加上移动质量 和转动质量 的惯性力 和 后，可利用平衡条件来分析受力情况写出活塞的,受力平衡方程,：,由此可解出连杆的轴向力 和活塞的侧向压力 ：,分析曲轴的受力情况可求出迫使曲轴旋转的主动力矩：,6.1,发动机振动的干扰力和力矩,由曲轴的平衡方程求得：,解出支承的反作用力：,根据作用力和反作用力定律，可确是作用在发动机缸体上的气体压力 ，（作用在气缸顶）；通过活塞作用在缸体上的侧压力 ；通过曲轴作用在主轴承上的压力 如图,6.2,（,c,）所示6.1,发动机振动的干扰力和力矩,6.1.2,多缸发动机的激励源,多缸直列汽车发动机，可视为由曲轴连接起来的几个发动机作用在整个缸体上的干扰力，应是各单缸体受到的干扰力组成的一组,空间力系,如图,6.3,所示一般情况下，此力系可简化为图,6.4,所示的受力情况，图中的干扰力和干扰力矩按下式计算图,6.3,多缸发动机的受力情况,图,6.4,缸体受力情况,6.1,发动机振动的干扰力和力矩,设以 表示第 个曲柄相对于第一个曲柄的夹角，于是,由式（,6-6,）得,6.1,发动机振动的干扰力和力矩,于是总铅垂干扰力为,水平干扰力仅与旋转惯性力的水平分量有关,6.1,发动机振动的干扰力和力矩,绕水平轴转动的干扰力矩等于各缸铅垂干扰力对轴的力矩，即,绕铅垂轴的干扰力矩等于各缸水平干扰力对 轴之矩，它仅与旋转惯性力有关，即：,6.1,发动机振动的干扰力和力矩,绕曲轴轴线的干扰力矩是与惯性力及气体压力有关的周期函数，表示成如下的,三角级数,为：,由上分析可以看出，作用在直列多缸发动机上的干扰力和干扰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，为了减小这种有害的振动，除合理布置曲柄间的相互位置、采取有效的平衡方法和点火顺序来消除或减少干扰外，还应采取隔振措施来减少发动机传给车架的干扰力。

6.2,发动机振动的隔振分析,6.2.1,发动机的垂直振动,图,6.6,发动机的垂直振动,运动微分方程式：,即,微分方程式的解为,6.2,发动机振动的隔振分析,式中：,若不计支承系统的阻尼（,c=0,），则发动机的铅垂振动规律式可简化成如下形式,6.2,发动机振动的隔振分析,6.2.3,回转力矩引起的发动机振动,发动机绕曲轴中心振动的微分方程,式中：,-,发动机对于曲轴中心线的转动惯量令,把上式简化为：,6.2,发动机振动的隔振分析,采用第,2,章所介绍的方法，可求出上式的解：,其中：,在 的无阻尼情况时，上式可简化为：,6.2,发动机振动的隔振分析,6.2.4,发动机绕横轴的振动,根据图,6.7,，发动机绕水平横轴振动的微分方程式为,或,令,于是上式可简化为,6.2,发动机振动的隔振分析,此微分方程式的解为,其中,6.2,发动机振动的隔振分析,为了减小绕横轴的振动，发动机驱动轴,B,端后支承与发动机,A,端前支承的连线，应通过发动机的重心，如图,6.8,所示另外，前、后支承弹簧的,刚度,与,总刚度,之间成下面的,比例关系,：,这样布置的发动机弹性支承，就能够使垂直方向的振动和绕水平横轴的回转振动两者的合成振动减小。

图,6.8,发动机支承,6.3,发动机悬置系统及其优化设计,6.3.1,发动机悬置系统概述,发动机悬置系统的最基本的功能是：,（,1,）固定并支承汽车动力总成；,（,2,）承受动力总成内部因发动机旋转和平移质量产生的往复惯性力及力矩；,（,3,）承受汽车行驶过程中作用于动力总成上的一切动态力；,（,4,）隔离由于发动机激励而引起的车架或车身的振动；,（,5,）隔离由于路面不平度以及车轮所受路面冲击而引起的车身振动向动力总成的传递下面介绍几种常用的悬置材料6.3,发动机悬置系统及其优化设计,1.,橡胶悬置,为降低振动、提高乘坐舒适性，人们进行了悬置元件本身结构性能的设计，把橡胶硫化到各种形状金属骨架上面，形成了各式结构的,橡胶悬置,橡胶悬置由于其结构紧凑，价格便宜，便于维护，使用寿命长等优点而得到广泛应用但是橡胶悬置在高频时具有较大的动刚度，并且橡胶材料耐温、耐油性能较差，通常用天然橡胶制成的减振橡胶块，不能在,70,以上的高温下使用这些特性限制了橡胶悬置的进一步发展，促使技术人员开发新一代悬置系统6.3,发动机悬置系统及其优化设计,2.,液压悬置,液压悬置能够获得广泛的应用主要取决于两个方面的原因，其一是由于轿车设计向着大扭矩、轻量化方向发展，其二是液压悬置具有频变和幅变特性的优点。

液压悬置经历了不断发展和完善的过程，现在应用的主要有,简单节流孔式,、,惯性通道式,、,惯性通道,解耦膜式,等几种简单节流孔式,惯性通道式,惯性通道,解耦膜式,6.3,发动机悬置系统及其优化设计,3.,半主动悬置,半主动悬置按其,结构方式,和,工作原理,可以分为：控制节流孔开度的半主动悬置、电流变液体半主动悬置、磁流变液体半主动悬置等几种用电磁阀控制半主动液压悬置,6.3,发动机悬置系统及其优化设计,4,主动悬置,主动悬置一般由,被动式液压悬置,、,作动器,、,传感器,和,控制机构,组成1988,年,Peter L,Graf,等人设计了一种采用液压作动器的主动悬置1994,年德国人,Michael Muller,等研究了带有电磁作动器的主动液压悬置,1995,年日本人，,Toshi yuki Shibayama,等发表文章介绍了他们应用压电陶瓷作动器的发动机主动悬置,2002,年南韩人,Y-W-Lee,，把电磁作动器与液压悬置的解耦盘连接，形成一个作动的活塞，直接驱动液压悬置内的液体，改变悬置的动刚度，降低振动的幅值,2002,年加拿大人,M,S,Foumani,利用形状记忆合金的形状记忆效应设计了一种形状记忆金属式的主动悬置,2003,年日本五十铃公司日刊采用了电磁作动器与液压悬置结合，对重型柴油机振动实施主动控制,6.3,发动机悬置系统及其优化设计,6.3.2,发动机悬置系统的动力学模型,动力总成悬置系统就简化成一个六自由度的刚体振动模型。

如图,6.12,所示图,6.12,发动机与其悬置系统,1.,发动机振动时的动能,发动机振动时的动能应为其随质心平动动能与绕质心转动动能之和，即,6.3,发动机悬置系统及其优化设计,发动机的总动能为,6.3,发动机悬置系统及其优化设计,写成矩阵形式,其中,称为发动机系统的,质量矩阵,，它是一个,对称矩阵,是系统广义速度列阵6.3,发动机悬置系统及其优化设计,如果 是发动机总成的惯性主轴，则 ，此时可把发动机总成的动能表示成：,此时相应的质量矩阵是对角矩阵,6.3,发动机悬置系统及其优化设计,2.,发动机振动时的势能,支承点离开平衡位置的位移矢量为,比较等式两端 系数得,6.3,发动机悬置系统及其优化设计,用矩阵表示,式中,是由支承点位置决定的矩阵6.3,发动机悬置系统及其优化设计,支承系统的,势能,式中,6.3,发动机悬置系统及其优化设计,3.,发动机在车架上的自由振动微分方程,求得发动机系统的动能和势能后，就可利用拉格朗日方程写出系统的自由振动微分方程由于我们所研究的系统是保守的机械系统，因此，,自由振动,的一般式为,拉格朗日方程式,把前面计算的结果代入拉格朗日方程式就得发动机在悬置上振动的微分方程为避免复杂的运算，我们用,矩阵形式,表示，即,6.3,发动机悬置系统及其优化设计,设方程解为：,代入上式，简化后得,乘等式两端得,，则上式简化为,是矩阵 的特征值，而 是它的特征向量，矩阵 是非对称矩阵，它的特征值和特征向量都是实的，可用求解非对称实阵的一般方法求得。

6.3,发动机悬置系统及其优化设计,6.3.3,动力总成悬置系统的隔振,1.,隔振系统的传递率,对动力总成来说，激励力来自发动机，基础是车身或车架，假设基础不动那么，传递到基础上的力的幅值与激励力的幅值之比的绝对值，称为,传递率,，其表达式为,式中，,为隔振器阻尼比；,为激励频率 与系统固有频率 之比6.3,发动机悬置系统及其优化设计,2.,悬置系统的模态能量解耦,如图,6.11,所示，动力总成有,6,个自由度，对应的有,6,个模态模态彼此独立的情况，称为,模态解耦,然而，在实际工程中，要使所有的模态完全解耦是不可能的在某个频率下，如果有两种或两种以上的模态存在，即存在两种或两种以上的运动形式，那么这种多模态并存的情况称为,模态耦合,动力总成做自由振动时，每个模态都有一定的能量，系统的能量表示为,系统在第 阶模态频率下，所有模态能量之和为该频率下模态总能量，用 表示,展开得,6.3,发动机悬置系统及其优化设计,对于第 阶模态频率，作用于第 个广义坐标的能量 为,那么，在第 阶模态频率，单个模态能量与总模态能量的比值，就表示该阶模态能量的强弱，称为,解耦度,，用 表示如下：,6.3,发动机悬置系统及其优化设计,3.,模态分析与优化设计实例,某轿车动力总成悬置系统，其惯性参数如表,6.2,所列；悬置系统,3,个悬置元件的三向刚度列表如表,6.3.,表,6.2,动力总成转动惯量,表,6.3,悬置元件三向刚度,6.3,发动机悬置系统及其优化设计,（,1,）动力总成悬置系统有限元模型。

图,6.13,动力总成悬置系统有限元模型,6.3,发动机悬置系统及其优化设计,（,2,）悬置系统模态分析表,6.4,悬置系统模态能量分布百分比,。