汽车发动机悬置系统设计

第 32卷 增 刊 2009年 11月 合肥工业大学学报 ( 自 然 科 学 版 ) JOURNAL OF H EFEI UNIVERSITY OF TECHNOLOGY Vol. 32 No. Sup N ov. 2009 收稿日期: 2009-08-24;修改日期: 2009- 09-05 作者简介:黄 信( 1987- ) ,男,湖北仙桃人,安徽江淮汽车股份有限公司 工程 路基工程安全技术交底工程项目施工成本控制工程量增项单年度零星工程技术标正投影法基本原理 师. 汽车发动机悬置系统 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 黄 信, 柏世川, 章竹一 (安徽江淮汽车股份有限公司 技术中心,安徽合肥 230022) 摘 要:目前噪声和振动已成为衡量汽车产品的一项重要的质量 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 ,文章主要是结合工作实际, 从发动机悬 置的总布置位置、类型的选择到设计后期的评价调整,介绍一种实用的悬置系统设计以及调校方法。 关键词:悬置; 移频; 解耦 中图分类号: U4631 33 文献标识码: A 文章编号: 1003-5060( 2009)增刊-0125-03 The research of engine-mounting designing HUANG Xin, BAI Sh-i chuan, ZHANG Zhu-yi ( Cen ter of Techn ology, Anhui J iang huai Automobile Co. Ltd. , Hefei 230022, Chin a) Abstract:The noise and the vibrat ion have become an important quality specification. This article , based on the w ork reality, introduces a practical method of engine-mount ing system design and adjustment. It covers these aspects such as posit ion arrangements, type choices and appraisals af ter the design. Key words: engine-mount ing; f requency-shif t; decouple 随着汽车的轻量化设计,平衡性相对较差的四 缸发动机的广泛使用,尤其是在发动机前置 ) ) ) 前 驱动型式在轿车中的应用,使得动力总成对汽车平 顺性的影响越来越突出。汽车动力总成既是一个 激振源,同时也是被隔振的对象。设计一套合适的 悬置不仅能实现隔振消音的功能,更要在成本、寿 命、重量等方面寻找一个平衡点, 使其综合最优。 本文从悬置设计的基本理论谈起,并结合实际,介 绍悬置系统设计以及调校方法[ 1- 4]。 1 悬置系统基本理论 11 1 悬置系统匹配设计整车输入参数 对现代汽车整车设计者来说, 选择合适的悬 置系统匹配整车是至关重要的, 各个悬置的选择 不仅仅要满足整车振动 要求 对教师党员的评价套管和固井爆破片与爆破装置仓库管理基本要求三甲医院都需要复审吗 , 还要考虑选择合适 的类型、大小来适应整车空间的限制。悬置系统 设计需要的主要参数为: 动力总成质量(湿重) ;动 力总成重心位置;动力总成绕 X 主惯性轴的转动 惯量;动力总成绕 Y 轴的转动惯量;动力总成绕 Z 主惯性轴的转动惯量;惯性积。 11 2 隔振途径 从振动理论讨论,隔振的重要途径大致可以 分为 3种,即移频、解耦和降低支撑处响应力。在 发动机悬置设计中主要研究前面 2种方法。 11 31 1 移 频 就是将悬置系统的自振频率从发动机外激干 扰频率附近移开, 悬置系统的自振频率至少应小 于发动机干扰啊频率的 1/ 2倍, 此时振动传递率 为 1。实际应用中, 要求悬置系统的自振频率至 少应小于发动机干扰啊频率的 1/ 2倍, 此时隔振 效率为 661 7%。原理过程如下: 振动传递率 = 1 + (2cR f ) 2 ( 1- R 2 f ) 2 + ( 2cR f ) 2 (1) 其中, R f 为频率比; ( R f = 强制振动频率 / 自振 频率 = f F/ f N) ; c为阻尼比。 对于普通橡胶悬置软垫的悬置系统而言, 阻 尼一般很少、可不予考虑, 即认为 C = 0。此时表 达式(1) 简化为振动传递率 = 1/ (1 - R2f ) 2。 11 31 2 解 耦 /解耦0的意义主要有: ¹ 2个耦合振动的模 态可能产生互相激励,导致振动放大,并使这些自 由度上的自振频率的频带变宽。/解耦0可以消除 抑制该影响; º 通过成功的/解耦0, 使系统各个 自由度方向上相对独立,从而使得各向性能可以 得到快捷的调整,有利于系统的进一步优化。 前期设计中,为了达到/解耦0的目的,应遵循 2个基本原则: ¹ 发动机-变速箱总成的重心尽可 能落在悬置系统的弹性轴上; º 发动机-变速箱 总成的主惯性轴应尽可能通过前后悬置系统的弹 性中心。 必须指出, 从理论上, 最理想的弹性隔振系 统,不仅中心与弹性中心应重合,而且是外力也必 须通过这个中心(或外力矩环绕这个弹性中心) , 但对发动机悬置系统来说,这个目标是不现实的。 在外力作用下振动的模态和理想的自由振动是有 差距的。悬置系统的最终效果需要经过反复的调 整和验证[ 1] 。 2 悬置系统调校实际验证 为了适应市场的多元化要求, 我公司在某量 产车型基础上,变更动力总成以及相应附件形成 了变型车。基于零部件最大通用化的原则,首先 尝试在原位置上进行刚度调整, 如果不能达到预 期目标,再对悬置安装点和结构等作必要修改。 最初悬置位置与动力总成质心位置核对如 下:取左右悬置中心连线与质心,分别在 XY 平面 投影, 距离为 101 838 mm, 若使连线正好通过质 心,可将左右悬置沿整车后方移动;但考虑实际情 况,若将左悬置后移,则变速箱支架无法设计,若 将右悬置后移,则与车身干涉;且悬置连线与质心 仅差 101 8 mm, 距离已经很小, 可以考虑接受。 对整车 NVH 测量时,发现悬前、悬后各测试 点振动很大,同时伴随着方向盘剧烈抖动的问题。 试验数据如表 1所列。 表 1 车辆各部分振动统计表 转向助力器 后悬置前 后悬置后 前悬置前 前悬置后 仪表台 方向盘 方向管住 仪表台骨架 1# 车 X 01 032 01 552 01 05 01 889 01 032 01 051 0141 01 061 01 049 Y 01 034 01 176 01 014 01 23 01 024 01 027 01055 01 015 01 024 Z 01 068 01 133 01 061 01 86 01 101 01 06 01144 01 046 01 033 2# 车 X 01 013 - 01 011 - 01 006 - 01 0578 01 005 01 003 Y 01 009 - 01 007 - 01 019 - 01013 01 003 01 003 Z 01 017 - 01 022 - 01 014 - 01024 01 007 01 008 结合试验数据分析, 得到如下结论: (1) 前悬置 Z 向振动衰减不够, 导致前悬置 后 Z向振动偏大。 (2) 前悬置后、后悬置后的 X 向和Z 向振动 输出较大,导致各测点位置 X 向振动和Z 向振动 较 Y 向大。 (3) 重点:发动机悬置 Z向输出振动太大,应 特别加以控制。 通过我公司悬置计算程序计算优化橡胶刚 度,将刚度进行调整。对系统内部各悬置位置以 及参数进行分析, /解耦0效果如表 2所列。 表 3 原始状态解耦计算结果 131 7 H z 横摇 1316 H z 平摇 101 7 H z 纵摇 71 3 Hz 纵移 8 Hz 横移 81 9 H z 垂移 X 1 11 79 41 36 321 24 471 2 41 02 21 36 Y1 71 67 11 12 01 06 61 88 611 18 221 58 Z1 11 5 01 66 01 73 11 37 251 07 701 07 XX 1 741 32 141 75 01 33 31 8 91 44 01 03 YY1 21 77 81 54 431 95 391 2 01 29 41 11 ZZ1 111 96 701 57 221 7 11 54 0 01 85 续表 141 4 H z 横摇 1319 H z 平摇 12 H z 纵摇 81 2 Hz 纵移 91 2 Hz 横移 91 5 H z 垂移 X 2 21 66 01 35 11 29 01 39 911 03 41 13 Y2 11 06 71 65 01 13 721 3 21 17 151 74 Z2 11 12 41 15 01 27 12179 21 34 791 25 XX 2 181 5 761 34 01 02 12187 01 03 01 81 YY 2 371 04 11 46 531 15 11 27 41 37 01 02 ZZ2 391 61 101 05 451 15 01 39 01 07 01 05 注: X 1、Y1、Z1、X X 1、YY 1、ZZ1 为状态 1,是指在小载荷状 态下解耦结果, X 2、Y2、Z2、XX 2、YY2、ZZ2 为状态 2, 是指在大载荷状态下解耦结果。 调整之后各悬置隔振以及方向盘振动如图 1 所示(其中图 1a~ c分别为后悬置 X、Y、Z方向隔 振图,图 1d~ 图 1f分别为前悬置 X、Y、Z 方向隔 振图,图 1g~ 图 1j分别为左悬置 X、Y、Z 方向隔 振图,图 1j~ 图 1l分别为右悬置 X、Y、Z方向隔 振图。 126 合肥工业大学学报(自然科学版) 第 32卷 图 1 各悬置隔振图 可以得出 4个悬置软垫各方向的衰减比均大 于 15 dB, 方向盘最大振动加速度 01 239 7 m/ s2 (参考值 01 03g~ 01 06g)。经过对实际结果验证, 整套方法对新产品特别是变型车设计具有一定指 导意义,此方法在公司其他车型的设计上得到推 广,证明为实用,有效的方法。 [参 考 文 献] [ 1] 周志革,武一民.发动机悬置系统参数的优化设计 [ J] .机械 设计, 2003, 20( 3) : 14- 16. [2] 徐 兀.汽车发动机现代设计[ M ] .北京:人民交通出版社, 1995. [ 3] 潘旭峰,胡子正, 邬惠乐.发动机支撑参数的模糊多目标优 化设计[ J ] .机械工程学报, 1989, 25( 4) : 17- 20. [ 4] 余成波.内燃机振动控制及应用[ M ] .北京:国防工业出版 社, 1997. (责任编辑 朱华新) 127 增 刊 黄 信,等: 汽车发动机悬置系统设计