【人力资源】发动机激励的整车振动精编版.docx
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发动机激励的整车振动Motorerregte Fahrzeugschwingungen车辆行驶在平坦的路面上或怠速运转时，只有发动机本身是激振振 源.在发动机中，准确地说是在往复活塞式发动机中，由于反复做上下 运动的活塞和燃烧过程，产生了附加力和扭矩，它们通过动力总成悬置 （主要是橡胶元件）激发汽车底盘的振动 由此产生的振动和噪声将对车 箱内乘员产生不利影响下面首先介绍激振源和激励振动的成因，接着是激励振动的影响，最后讲述连接作用在发动机和底盘之间的动力总成悬置，见图 1.1作用在发动机上的主要激振力为 Fz和围绕曲轴中心线的力矩 Mx ,有时也 存在垂直方向的激振力矩 My,但是激振力Fx和Fy以及激振力矩Mz根本 不存在或很少发生如图所示，X轴与曲轴中心线相同，对于发动机纵向布置在整车上 的车辆来说，该轴与车辆的纵轴方向一致对大多数的前轮驱动车辆来 说，X轴相当于车辆的横轴对发动机来说， Z轴方向与直列发动机的汽卸中心线相一致，与 V型发动机汽卸中心线角分线相一致当发动机 斜置时，发动机的 Z轴与车辆的Z轴不一致.发动机激励可分为惯性和燃烧激励下面先介绍单卸机，然后介绍 多卸机.1 .单缶工发动机激励1.1.曲柄机构运动见图1 .2a，对于曲柄机构的运动，可以用连杆大头长度 l和曲柄半径r(冲程s=2r)建立曲轴转角 以和活塞行程S k的运动关系式：次 + cos g + f cos a = Z + r .角 以和6之间的关系可由距离 BD=lsin律rsin o,再将下式代入其中：sin 8 = x/T- cos2^ = Zpsin a cos p = \/l -4sin5a入 p=r/l这样可以得到：■ J -Tek = r(l - coe) + L 1 _ Jl _ 专si& (L 1)代入连杆比 8= r/l,展开平方根后可得：I - 2|sin2a 1 — i/2(ZPsina)3 一 l/8(ZPsina/ - l/16(2Psin a)6 一…忽略4阶以上的各项，活塞行程可以由下式描述：= 〃( 1 一 cos at 4- ~ = r | 1 + ———cos a — —cos 2住).2 \ 4 4 ； -(1.2)假如曲轴角速度 3为常数，曲轴转角 以将与时间成正比，则有：学=。
一 (1.3)对式(1.2)求导，可得到活塞速度方程式：/ . AP + \寒=F3 f sin + — sm 2 cor J人力资源加速度方程式：k = ro）2（cos + Apcos 2cor）. （1.4）图1.3给出了连杆无限长（2p=0）时和有限长（8=0.3 ）时的活塞 行程，速度及加速度.1.2 .惯性力惯性力Fz等于质虽ms乘以(1.4 )式中的加速度，作用在动力总成 悬置上惯性力中的质fl: ms包括活塞质虽，活塞环和活塞销质It, 1/3〜1/4的连杆质M .Fz = —m威 = ™/nsra>^(cos 分力T产生的惯性力矩T =S sin (a + jS) = Fz sin (a + ^)/cos 0 可近似为:tan # u sin # = ^pstna(1. 6)T —凡(sirtot + 冬 sin 2a)— — 2 rMx=T*r(参见图1.2b)则有:上述惯性力矩也可用 FN*k表示这两个惯性力矩形成的力偶将使发动机朝与发动机旋转方向相反的方向倾倒 将式(1.5)中的惯性力Fz代入到式(1.6)中，可以得到惯性力矩 Mxm (添加的符号 m表示质虽)新的 表达式H(n)=Tf — Fzr (sin a 十 ^sin2ot-(sin M + gsin 2皿)(cos(oi + zPcos 2a)r)22psin + -sin 2a)t — 3^.psin3 例,假如设加=1/4则有:R = 一 温皿 + - cos 2a>t)4I ] J j ■—喝F温 (xii — -jji) 2 / \ Mass1 一omentmdrehmomert 临r\■ ■\\, f Jmittleres Dreli"J/ / \mon*Ai \CZ__f 一_L— —!VV ■■1/V♦y)\ E• ♦2" " o.T, . u.L 皿1 L I ； 1 — |『 190•曲轴3HT转角 540- 72『为了评估各阶谐波的作用，可以利用一个相对简单的矩形函数替图.1.4单缸四冲程发动机气体力矩曲线爰…圣｛，吒5 W9】｝ (1.11)代上述相对复杂的气体力矩一曲轴转角曲线 四冲程发动机的评估结果可见图1.5 a在图1.5 b给出了幅值和相位角 ffl.1.5. a.利用矩形函数获得的四冲程发动机气体力矩曲线近似图b. 矩形函数幅值和相位角，见式(1.11)1.5单缶工发动机综合激振力矩由图(1.1)可知，单杠发动机综合激振力和激振力矩包括两部分， 即Fz和Mx其中Fz只来源于惯性力矩，而不是来源于燃烧，因此适用 于式(1.5)1.5)L — -Mk = —rtu2(cos u)t + J^pcos 2w0而综合激振力矩可由下式获得:= Mm + Afxg=+ 血sin (0,5 与燃烧有关的 部分只与平均扭矩和燃烧过程有关，燃烧过程决定了 31, 32, 33,……；M应,8,……，但和转速无关此外，惯性力矩则只与转速 nm 3)有关,正确地说只与转速的平方(炉)有关，与Mx及燃烧无关2.四冲程4卸直列发动机的激振力和激振力矩作为动力总成，单缶工发动机对整车是没有意义的，但对发动机激振 振动的导入和理论计算确是有用的 本节将介绍四冲程4卸发动机的激振问题为了简化影响因素，假设每缶工的活塞质虽 m,曲柄半径r和连杆比8都是相等的，这个假设在实际生产中几乎 100漩以达到按照曲柄顺序，考虑每卸之间夹角，将力和力矩进行矢虽叠加对于直列4卸发 动机，按表1.1，第2卸和第3卸的曲轴曲拐与第1卸和第4卸的曲轴 曲拐正好成180=几2.1惯性力Z向力Fz只与惯性力有关，和燃烧无关，因此也和燃烧激振力(四- 或二冲程)无关，按表1.1曲拐位置可以得出如下结果，按式 (1.5),月 L =片4 H —庶$杼(8$ 0)t + JlpCOS 2(0(),2缸和3缸的惯性力写= 一眄* [cos 3 + 妣)+ Apcos 2(a)f + k)] *惯性力之和为F] = -4jnsrw3ZpCOs2a>/ ,卸和4卸的惯性力为:这意味着直列4缶工发动机上的1阶惯性力不存在，2阶惯性力相叠 加，这一结果可以从表1.1第3行第3列的矢星叠加图中直观地看出来。 在装用直列4缶工发动机的车辆上，2阶惯性力是影响乘客舒适性， 即影响整车振动和噪声的主要激振源为了减轻这种影响，必须采取后 述方法，即通过整车包括发动机和悬置这个振动系统来加以解决对4卸发动机，可以加装转速为曲轴转速 2倍的平衡轴将2阶惯性 (2.3)力降低到零，见图 2.1,结果见1.2.在图1.2a上，在频率27Hz处，没 有平衡轴的发动机 2阶激振惯性力清晰可见在图 1.2b上，由于平衡图.2.1.平衡轴机构，用丁平衡直列4缸发动机2阶惯性力轴的平衡作用，该频率位置的激振惯性力明显地减少(惯性力不能完全消除,矩）因为该处不仅存在 2阶惯性力，也存在其他阶的惯性力和气体力2.2.惯性力矩和燃烧力矩直列4卸发动机惯性力矩 Mxm可见表1.1第3列最后1行，最终形材加=-饥Mo? -sin 2a)t +2sin。
