專利名稱：大功率柴油機動力總成六點懸置系統(tǒng)設(shè)計方法
技術(shù)領(lǐng)域：
本發(fā)明屬于振動力學(xué)，具體涉及到車輛、動力機械振動的控制技術(shù)。

背景技術(shù)：
隨著汽車的速度向高速化、車身的重量向輕量化方向發(fā)展，振動噪聲問題日益突出，人們對振動和噪聲的要求也越來越嚴(yán)格。汽車行駛的平順性、乘坐舒適性越來越受到人們的關(guān)注。動力總成的減振和隔振顯得尤為重要，合理設(shè)計動力總成懸置系統(tǒng)，不但可以改善汽車乘坐的舒適性，還可以延長發(fā)動機和其它部件的使用壽命，是解決內(nèi)燃機整機振動最為有效的辦法。傳統(tǒng)的車輛動力總成多采用三點、四點懸置，而對于豪華客車，由于其發(fā)動機功率高、體積、質(zhì)量大，則多采用六點懸置。目前傳統(tǒng)客車的六點懸置無論從懸置點的選擇，安裝角度的確定以及橡膠隔振器的選擇都有一定的隨意性，導(dǎo)致隔振效果不顯著，甚至于起不到隔振目的。為此本發(fā)明提出一套施用于大型客車六點懸置系統(tǒng)的設(shè)計方法，該方法充分考慮動力總成動態(tài)特性，運用經(jīng)典隔振理論和能量解耦法，并可推廣運用到其它采用六點懸置的動力總成。


發(fā)明內(nèi)容
本發(fā)明的目的是提供一種用于大功率柴油機動力總成六點懸置系統(tǒng)的設(shè)計方法。
下面結(jié)合附圖對本發(fā)明的方法進行說明。大功率柴油機動力總成六點懸置系統(tǒng)設(shè)計方法，涉及的部件有動力總成I、拉力傳感器II、擺盤III、橡膠隔振器IV。懸置系統(tǒng)設(shè)計主要可以分為懸置點選擇、試驗測取動力總成質(zhì)量——慣性特性參數(shù)、懸置角度確定和橡膠隔振器特性參數(shù)確定等四大步。具體步驟如下 1.最佳懸置點的選擇 現(xiàn)有整機振動隔離理論一般將動力總成簡化成剛體，而實際上動力總成非絕對剛體，在高頻力作用下，它會出現(xiàn)類似直梁的彎曲振動(如圖1)。動力總成結(jié)構(gòu)簡化及測點布置如圖2。將橡膠隔振器放在彎曲振動節(jié)點A、B、C處，既可避免將機體的彎曲振動力傳給車架；也可防止道路不平坦情況下通過車架而激起機體的彎曲振動，因為在節(jié)點不可能激起梁的振動。第一步 1.1構(gòu)建體現(xiàn)動力總成I外形的結(jié)構(gòu)簡圖，布置測點，并將簡化的動力總成I幾何結(jié)構(gòu)輸入計算機測試系統(tǒng)； 1.2將動力總成I懸吊，選擇任意一個測點(非振動節(jié)點)為激勵點，測取其他點的振動響應(yīng)，每個測點重復(fù)多次采樣，然后平均，消除信號中的噪聲； 1.3依次逐點采樣，每點數(shù)據(jù)采樣后，觀察傳遞函數(shù)波形和傳遞函數(shù)峰值處的相干性函數(shù)曲線，相干值大于0.8的數(shù)據(jù)予以存盤，否則重新采樣； 1.4確定模態(tài)階數(shù)用其中一個測點的Y方向的傳遞函數(shù)為基礎(chǔ)，根據(jù)該傳遞函數(shù)幅值的分布特征以及實頻及虛頻曲線特征，結(jié)合其它所有點傳遞函數(shù)的圖形，確定模態(tài)階數(shù)； 1.5模態(tài)擬合和振型編輯將動力總成I質(zhì)量單位化，進行振型編輯，得到機體結(jié)構(gòu)的各階振型。
本發(fā)明主要關(guān)注機體和動力總成的縱向低階彎曲模態(tài)，所以根據(jù)低階彎曲模態(tài)振型，確定懸置點位置為彎曲振動節(jié)點處。第二步 2.試驗測取動力總成質(zhì)量——慣性特性參數(shù) 所述參數(shù)包括質(zhì)量、質(zhì)心、轉(zhuǎn)動慣量、慣性矩， 2.1用三個拉力傳感器II將動力總成I水平懸吊置于三維直角坐標(biāo)的任意一個平面 (如圖3)，由力矩平衡法，計算出質(zhì)心坐標(biāo)在該水平面內(nèi)的兩個投影坐標(biāo) 其中，F(xiàn)1、F2、F3分別為三個拉力傳感器II承受的拉力；L1和L3是三個吊點與坐標(biāo)系x軸的距離，L2是其中兩個吊點距坐標(biāo)系y軸的距離； 2.2重復(fù)步驟2.1，分別得到質(zhì)心坐標(biāo)在其它兩個平面的投影坐標(biāo)； 2.3利用計算公式(b)，由三線擺扭振周期法測取轉(zhuǎn)動慣量，測取動力總成I的扭轉(zhuǎn)周期，得到動力總成繞過質(zhì)心的垂向坐標(biāo)軸的轉(zhuǎn)動慣量IZ， 式中，G被測物體的重量(N)，R擺盤半徑(m)T扭振周期(s)，L吊繩長度(m) 2.4重復(fù)步驟2.3，分別得到繞過其它兩個質(zhì)心坐標(biāo)軸的轉(zhuǎn)動慣量值。第三步 3.懸置角度的確定 布置橡膠隔振器IV(如圖4)。橡膠隔振器IV位于過主慣性軸的平面內(nèi)，確定懸置的安裝角度。
這樣可減少動力總成振動的耦合度數(shù)，使激振能量大的振動方向解耦；依據(jù)使支承系統(tǒng)各支承點位于通過主慣性軸η的平面上，且關(guān)于主慣性軸η對稱分布的原則，確定懸置的安裝角度。這樣可以使隔振系統(tǒng)具有較大的橫向剛度，以保證足夠的橫向穩(wěn)定性，又具有必要的橫搖柔度，以隔離傾倒力矩并減少橫搖振動。第四步 4.橡膠隔振器特性參數(shù)的確定 4.1建立系統(tǒng)的六自由度振動數(shù)學(xué)模型，在進行懸置系統(tǒng)固有特性的分析和靜態(tài)-力位移特性的分析時，不考慮懸置元件在其三個彈性主軸方向的阻尼，采用動力總成懸置系統(tǒng)的動力學(xué)方程
式中 {q}-系統(tǒng)廣義位移向量，{q}＝{x，y，z，α，β，γ}T；

-系統(tǒng)廣義加速度向量； [M]-系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣； [K]-系統(tǒng)的剛度矩陣； 4.2計算系統(tǒng)振動能量矩陣，由動力總成懸置系統(tǒng)的動力學(xué)方程式(c)求得動力總成懸置系統(tǒng)的各階模態(tài)固有頻率——振型矩陣Φ，由系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣M和振型矩陣Φ，求出系統(tǒng)在作各階主振動時的能量分布矩陣KET，當(dāng)系統(tǒng)以第i階固有頻率振動時，此矩陣的第k行l(wèi)列元素為 式中，Φi為矩陣Φ的第i個列向量，即系統(tǒng)的第i階主振型；(Φi)k和(Φi)l分別為Φi的第k及第l個元素；mkl為系統(tǒng)質(zhì)量矩陣第k行l(wèi)列元素；ωi為系統(tǒng)第i階固有頻率；i，k，l＝1，2，…，6。
系統(tǒng)以第i階固有頻率振動時第k個廣義坐標(biāo)分配到的能量占系統(tǒng)總能量的百分比為 由式(f)可得系統(tǒng)以解耦度為評價指標(biāo)的振動能量矩陣KET； 4.3在設(shè)定范圍內(nèi)改變橡膠隔振器的三向剛度值，計算新的振型矩陣和振動能量矩陣。發(fā)動機激勵頻率和系統(tǒng)頻之比λ＝ω/ωn大于

才能達到隔振要求，同時考慮地面激勵，得出系統(tǒng)頻率控制在范圍內(nèi)，且解耦程度最大情況下的橡膠隔振器剛度參數(shù)和振動能量矩陣。本發(fā)明橡膠隔振器剛度參數(shù)獲取流程如圖5。



附圖1動力總成縱向彎曲模態(tài)振型示意圖，圖中A、B、C為動力總成彎曲振動模態(tài)節(jié)點。
附圖2動力總成結(jié)構(gòu)簡化及測點布置圖。
附圖3質(zhì)量慣性參數(shù)測取示意圖。
圖中，I為動力總成，II為拉力傳感器，III為擺盤。
附圖4斜置式懸置系統(tǒng)布置示意圖。
圖中，橡膠隔振器IV，μ為曲軸中心線，η、ζ為動力總成主慣性軸，O為動力總成質(zhì)心位置，E為懸置系統(tǒng)彈性中心位置，φ為曲軸中心線μ與主慣性軸η的夾角，圖左側(cè)為橡膠隔振器左視圖。
附圖5本發(fā)明橡膠隔振器剛度參數(shù)獲取流程圖。

具體實施例方式 下面結(jié)合附圖并通過具體實施例對本發(fā)明的設(shè)計方案作進一步的說明。
以WP10柴油機動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計為例，該動力總成質(zhì)量1.2噸，直列六缸，標(biāo)定轉(zhuǎn)速2200r/min，怠速轉(zhuǎn)速600r/min，額定功率243kW。
1.最佳懸置點的選擇。
1.1簡化動力總成模型，布置測點。如附圖2。并將簡化的動力總成幾何結(jié)構(gòu)輸入計算機測試系統(tǒng)。本實施例，共布置測點640個，1920個響應(yīng)信號。
1.2將動力總成I用繩懸吊，選擇編號為1的測點為激勵點，測取其他點的振動響應(yīng)，每個測點重復(fù)3次采樣，然后平均，消除信號中的噪聲。
1.3依次逐點采樣，每點數(shù)據(jù)采樣后，觀察傳遞函數(shù)波形和傳遞函數(shù)峰值處的相干性函數(shù)曲線，相干值大于0.8的數(shù)據(jù)予以存盤，否則重新采樣。
1.4確定模態(tài)階數(shù)。用第131個測點的Y方向的傳遞函數(shù)為基礎(chǔ)進行分析，根據(jù)該傳遞函數(shù)幅值的分布情況以及它的實頻及虛頻曲線情況，結(jié)合其它所有傳遞函數(shù)的圖形，最終確定模態(tài)階數(shù)為14階。
1.5模態(tài)擬合和振型編輯。將動力總成質(zhì)量單位化，進行振型編輯，得到機體結(jié)構(gòu)的各階振型。
本發(fā)明關(guān)注機體和動力總成的縱向低階彎曲模態(tài)，如附圖1，確定懸置點的位置處于振動節(jié)點處。將六個懸置點對稱布置在齒輪室、飛輪殼和變速箱后端面上。
2.懸置角度的確定 測取動力總成質(zhì)量——慣性特性參數(shù)，包括質(zhì)量、質(zhì)心、轉(zhuǎn)動慣量、慣性矩。
2.1將動力總成I置于水平懸吊的擺盤III上，如圖3，依據(jù)三個拉力傳感器II的拉力值，依據(jù)力矩平衡法，計算出質(zhì)心坐標(biāo)在該水平面面內(nèi)的兩個投影坐標(biāo)。
將動力總成另外兩個平面置于擺盤內(nèi)，重復(fù)步驟1，得到質(zhì)心的三個坐標(biāo)值。
2.2將動力總成I質(zhì)心對準(zhǔn)擺盤III中心，將擺盤扭轉(zhuǎn)一個微小角度，測取其扭轉(zhuǎn)周期，依據(jù)三線擺扭振測取轉(zhuǎn)動慣量公式(b)，便可得到動力總成繞過質(zhì)心的垂向坐標(biāo)軸的轉(zhuǎn)動慣量IZ。
其中，G被測物體的重量(N)，R擺盤半徑(m)，T扭振周期(s)，L繩子長度(m) 將動力總成另外兩個平面內(nèi)置于擺盤上，重復(fù)步驟2，得到繞過質(zhì)心坐標(biāo)軸的三個轉(zhuǎn)動慣量值。
六缸發(fā)動機主要受的激勵為翻轉(zhuǎn)力矩，以側(cè)傾振動為主，重點關(guān)注主慣性軸η的位置，結(jié)果顯示其與曲軸中心線μ成夾角約8°，依據(jù)橡膠隔振器的布置應(yīng)盡可能與動力總成質(zhì)心對稱的原則，使彈性中心E與質(zhì)心O重合(E＝O，如圖4)，各支承點位于通過主慣性軸η的平面上，且關(guān)于主慣性軸η對稱分布的原則，確定前懸置IV-1為60°對稱安裝，中懸置IV-2和后懸置IV-3為45°對稱安裝。
3.橡膠隔振器特性參數(shù)優(yōu)化設(shè)計 發(fā)動機激勵頻率和系統(tǒng)頻之比λ＝ω/ωn大于

才能達到隔振要求，同時考慮地面激勵，將系統(tǒng)頻率控制在范圍內(nèi)。
3.1建立系統(tǒng)的六自由度振動模型。在進行懸置系統(tǒng)固有特性的分析和靜態(tài)力-位移特性的分析時，可不考慮懸置元件在其三個彈性主軸方向的阻尼，動力總成懸置系統(tǒng)的動力學(xué)方程如下
3.2計算系統(tǒng)振動能量矩陣。通過矩陣迭代，由動力總成懸置系統(tǒng)的動力學(xué)方程可求得動力總成懸置系統(tǒng)的各階模態(tài)固有頻率——振型矩陣Φ。由系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣M和振型矩陣Φ，求出系統(tǒng)在作各階主振動時的能量分布矩陣KET。
3.3如附圖5，設(shè)定橡膠隔振器三向剛度取值范圍為100～3000N/mm，以步長10N/mm改變橡膠隔振器剛度值，計算各個剛度矩陣下的振動能量矩陣，得出最大解耦程度情況下的橡膠隔振器參數(shù)，如表1，在最佳的系統(tǒng)剛度矩陣情況下，系統(tǒng)能量解耦情況如表2。
表1 橡膠隔振器三向剛度值優(yōu)化結(jié)果
表2 優(yōu)化后系統(tǒng)頻率范圍及能量解耦情況
上表顯示，系統(tǒng)頻率控制在了較好的范圍，振動解耦達到80％以上。
4.試驗驗證隔振效果 改進前后六個懸置隔振效率試驗結(jié)果對比如表3。
表3 改進前后隔振效果對比
本方法運用經(jīng)典隔振理論，簡單適用，可以實現(xiàn)百分之八十以上的振動解耦，在多個機型上使用驗證，隔振效果良好，可以推廣到其它需采用六點懸置的動力總成系統(tǒng)。
權(quán)利要求
1.大功率柴油機動力總成六點懸置系統(tǒng)設(shè)計方法，涉及部件有動力總成、拉力傳感器、擺盤、橡膠隔振器，其特征是設(shè)計方法包括以下步驟
(1)最佳懸置點的選擇
(1.1)構(gòu)建體現(xiàn)動力總成外形的結(jié)構(gòu)簡圖，布置測點，并將簡化的動力總成(I)幾何結(jié)構(gòu)輸入計算機測試系統(tǒng)；
(1.2)將動力總成懸吊，選擇任意一個測點(非振動節(jié)點)為激勵點，測取其他點的振動響應(yīng)，每個測點重復(fù)多次采樣，然后平均，消除信號中的噪聲；
(1.3)依次逐點采樣，每點數(shù)據(jù)采樣后，觀察傳遞函數(shù)波形和傳遞函數(shù)峰值處的相干性函數(shù)曲線，相干值大于0.8的數(shù)據(jù)予以存盤，否則重新采樣；
(1.4)確定模態(tài)階數(shù)用其中一個測點的Y方向的傳遞函數(shù)為基礎(chǔ)，根據(jù)該傳遞函數(shù)幅值的分布特征以及實頻及虛頻曲線特征，結(jié)合其它所有點傳遞函數(shù)的圖形，確定模態(tài)階數(shù)；
(1.5)模態(tài)擬合和振型編輯將動力總成質(zhì)量單位化，進行振型編輯，得到機體結(jié)構(gòu)的各階振型；
根據(jù)低階彎曲模態(tài)振型，確定懸置點位置為彎曲振動節(jié)點處；
(2)試驗測取動力總成質(zhì)量——慣性特性參數(shù)
所述參數(shù)包括質(zhì)量、質(zhì)心、轉(zhuǎn)動慣量、慣性矩，
(2.1)用三個拉力傳感器(II)將動力總成(I)水平懸吊置于三維直角坐標(biāo)的任意一個平面，由力矩平衡法，計算出質(zhì)心坐標(biāo)在該水平面面內(nèi)的兩個投影坐標(biāo)
其中，F(xiàn)1、F2、F3分別為三個拉力傳感器承受的拉力；L1和L3是三個吊點與坐標(biāo)系x軸的距離，L2是其中兩個吊點距坐標(biāo)系y軸的距離；
(2.2)重復(fù)步驟(2.1)，分別得到質(zhì)心坐標(biāo)在其它兩個平面的投影Y、Z；
(2.3)利用計算公式(b)，由三線擺扭振周期法測取轉(zhuǎn)動慣量，測取動力總成的扭轉(zhuǎn)周期，得到動力總成繞過質(zhì)心的垂向坐標(biāo)軸的轉(zhuǎn)動慣量，
式中，G被測物體的重量(N)，R擺盤半徑(m)T扭振周期(s)，L吊繩長度(m)
(2.4)重復(fù)步驟(2.3)，分別得到繞過質(zhì)心的其它兩個坐標(biāo)軸的轉(zhuǎn)動慣量值；(3)懸置角度的確定
布置三個橡膠隔振器(IV1～3)，三個橡膠隔振器位于過主慣性軸的平面內(nèi)，確定懸置的安裝角度；
(4)橡膠隔振器特性參數(shù)的確定
(4.1)建立系統(tǒng)的六自由度振動數(shù)學(xué)模型，不考慮懸置元件在其三個彈性主軸方向的阻尼，采用動力總成懸置系統(tǒng)的動力學(xué)方程
式中
{q}-系統(tǒng)廣義位移向量，{q}＝{x，y，z，α，β，γ}T；
-系統(tǒng)廣義加速度向量；
[M]-系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣；
[K]-系統(tǒng)的剛度矩陣；
(4.2)計算系統(tǒng)振動能量矩陣，由動力總成懸置系統(tǒng)的動力學(xué)方程式(c)求得動力總成懸置系統(tǒng)的各階模態(tài)固有頻率——振型矩陣Φ，由系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣M和振型矩陣Φ，求出系統(tǒng)在作各階主振動時的能量分布矩陣KET，當(dāng)系統(tǒng)以第i階固有頻率振動時，此矩陣的第k行l(wèi)列元素為
式中，Φi為矩陣Φ的第i個列向量，即系統(tǒng)的第i階主振型；(Φi)k和(Φi)l分別為Φi的第k及第l個元素；mkl為系統(tǒng)質(zhì)量矩陣第k行l(wèi)列元素；ωi為系統(tǒng)第i階固有頻率；i，k，l＝1，2，…，6。
系統(tǒng)以第i階固有頻率振動時第k個廣義坐標(biāo)分配到的能量占系統(tǒng)總能量的百分比為
由式(f)可得系統(tǒng)以解耦度為評價指標(biāo)的振動能量矩陣KET；
(4.3)在設(shè)定范圍內(nèi)改變橡膠隔振器的三向剛度值，計算新的振型矩陣和振動能量矩陣，得出系統(tǒng)頻率控制在范圍內(nèi)，且解耦程度最大情況下的橡膠隔振器剛度參數(shù)和振動能量矩陣。
全文摘要
本發(fā)明公開了一種大功率柴油機動力總成六點懸置系統(tǒng)設(shè)計方法。涉及的部件有拉力傳感器、擺盤、橡膠隔振器等。懸置系統(tǒng)設(shè)計主要可以分為懸置點選擇、試驗測取動力總成質(zhì)量—慣性特性參數(shù)、懸置角度確定和橡膠隔振器特性參數(shù)確定等四大步。根據(jù)動力總成低階縱向彎曲模態(tài)確定懸置點的位置；根據(jù)對稱布置，各支承點位于通過主慣性軸的平面上的理論確定懸置的安裝角度；根據(jù)能量解耦法對橡膠隔振器的三向剛度參數(shù)進行優(yōu)化設(shè)計。六點懸置系統(tǒng)設(shè)計方法簡單適用，可以實現(xiàn)80％以上的振動解耦，在多個機型上使用驗證，隔振效果良好。
文檔編號B60K5/12GK101279582SQ200810053279
公開日2008年10月8日 申請日期2008年5月28日 優(yōu)先權(quán)日2008年5月28日
發(fā)明者張俊紅, 畢鳳榮, 峰 韓, 胡春林, 田新偉 申請人:天津大學(xué), 濰柴動力股份有限公司