《汽车悬架系统设计毕业设计和分析.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《汽车悬架系统设计毕业设计和分析.docx（30页珍藏版）》请在三一办公上搜索。
1、金陵科技学院学士学位论文 目录 金陵科技学院学士学位论文 摘要目 录轿车动力总成悬置系统优化设计研究摘 要随着社会的日益进步和科学技术的不断发展，人们对汽车舒适性的要求也越来越高，良好的平顺性和低噪声是现代汽车的一个重要标志。NVH已经成为衡量汽车质量水平的重要指标之一。而动力总成是汽车最重要的振源之一。如何合理设计动力总成悬置系统能明显降低汽车动力总成和车体的振动已经成为一个重要的课题。本课题研究的目的是在现有动力总成悬置系统的基础上，优化动力总成悬置系统参数，达到提高整车平顺性和降低噪声的目的。对动力总成悬置系统进行优化仿真，通过比较优化前的性能可知，优化后悬置系统隔振性能明显改善。关键词
2、：动力总成；悬置系统；优化金陵科技学院学士学位论文 AbstractInvestigation on Optimization Design of Plant Mounting System of a Passenger CarAbstractWith the increasing social progress and the continuous development of science and technology, people on the requirements of automotive comfort become more sophisticated and good
3、ride comfort and low noise is an important sign of the modern automobile. NVH levels have become an important measure of vehicle quality indicator. The vehicle powertrain is one of the most important vibration source. How to design mounting system can significantly reduce the vehicle powertrain and
4、body vibration has become an important issue.This study is aimed at existing powertrain mounting system, based on parameters optimization of powertrain mounting system, to improve vehicle ride comfort and reduce noise.On the optimization of powertrain mounting system simulation, the performance by c
5、omparing the known before the optimization, the optimized mounting system significantly improved.Key words: Powertrain;Mounting system;Optimization金陵科技学院学士学位论文 第一章 绪论1绪 论1.1选题依据汽车是日常生活中被广泛应用的交通工具，其本身可以被看作是一个具有质量、弹性和阻尼的振动系统。汽车产生的振动会导致车身与车架之间的连接部件的振动和噪声，严重的时候甚至损坏汽车的零部件，大大缩短汽车的使用寿命：另外也可导致乘客晕车，影响了乘客的身心健
6、康，那些长期处在这种振动环境下的驾驶员等往往会患上腰椎劳损、胃下垂等职业病。引起汽车振动的振源主要有两个：一是汽车行驶时的路面随机激励；二是发动机工作时的振动激励。一般来讲，路面随机激励对驾驶员的手、脚以及乘员的舒适性影响较大，但是随着道路条件的改善和轿车悬架系统设计的完善，这方面的影响在一定程度上得到缓解；另一方面，现代轿车的设计强调轻量化，采用了新型高强度轻质材料以图降低整车质量，而发动机的质量却难以降低。这样，发动机的质量在整车质量中所占比重有所上升。然而发动机却多采用平衡性较差的四缸四冲程发动机；轿车多采用整体式的薄壁结构车身，这样的车身弹性增加，振动趋势上升，发动机对车身的振动激励相
7、对增加。随着经济的发展和人民生活水平的提高，汽车的乘坐舒适性越来越受到人们重视，舒适性成了汽车，特别是轿车的主要性能指标。以上诸多因素使得如何布置悬置以图获得较佳的减振降噪效果显得尤为重要。1.2国内外的发展状况1.2.1动力总成悬置元件的发展状况悬置的类型很多，从其发展过程来看，可以分为橡胶悬置、被动式液压悬置和半主动式、主动控制式液压悬置。目前大部分汽车上采用的是橡胶悬置和被动式液压悬置，半主动、主动控制式液压悬置在实车上应用不太普遍，因此本章只对橡胶悬置和被动式液压悬置进行介绍。本章所说的液压悬置是指被动式液压悬置。在没有动力总成悬置装置之前，动力总成是直接连接到车架上的，其振动直接通过
8、车架传入驾驶室而降低了乘坐的舒适性。特别是在上个世纪二十年代左右，在汽车上广泛使用了四缸动力总成，其严重不平衡的二阶惯性力致使动力总成的振动尤为突出。为此，人们在动力总成和车架之间尝试过很多的装置，但效果都不明显。随着人们对橡胶产品的认识，其在汽车的隔振上得到了广泛的应用。一、橡胶悬置元件橡胶属于高分子材料，具有良好的弹性还具有天赋的内阻尼。橡胶内阻尼产生的28金陵科技学院学士学位论文 第一章 绪论机理是：当外力作用于橡胶时，橡胶分子要克服分子间的内摩擦力，因此产生应变滞后于应力，部分机械能转化为热能耗散到周围环境中。于是，通过将橡胶硫化到金属骨架上，这样各种各样的橡胶悬置元件就被设计出来了。
9、汽车发动机用的橡胶悬置一般是由上下两片金属骨架，中间夹一层橡胶组成。金属骨架可以防止橡胶悬置产生过大变形和作为悬置的连接部分。通过改变橡胶的形状设计，可以设定橡胶悬置三个方向的刚度之间的关系，以满足隔振设计的要求。如果想不改变橡胶悬置某个方向的刚度而增加其他方向的刚度，可以通过在橡胶中间装入钢板来实现。橡胶悬置由于工艺简单、性能可靠、使用和维修方便等优点，至今仍在大部分汽车上广泛使用。由于发动机的工作频带很宽，大约在10-500Hz范围内，因此要求悬置元件工作在低频大振幅时提供较大的阻尼和较大的刚度特性。在高频低振幅振动激励下提供低的动刚度和较小的阻尼特性，以衰减高频噪声。但是激振频率大于20
10、0Hz时，橡胶悬置的动刚度会突然增加而出现硬化现象而降低舒适性。因此液压悬置是为了上述要求而开发出来，并在国外汽车上得到了广泛应用。汽车发动机液压悬置系统是在上个世纪八十年代迅速发展起来的一种先进的机械振动控制技术。二、液压悬置元件液压悬置按照控制方式分，可分为：被动式、半主动式和主动式液压悬置三类。半主动式和主动式液压悬置的隔振、减振、降噪性能均优于被动式液压悬置。最初的液压悬置是靠内部节流孔尺寸的改变来获得低频处比橡胶悬置好的减振特性，但在高频和橡胶特性差不多。为提高液压悬置在高频的降噪能力，人们进而开发出惯性通道式液压悬置，通过控制惯性通道长度与通道截面直径之比，可以控制液压阻尼。在惯性
11、通道式液压悬置上加解耦器之后就形成解耦器惯性通道是液压悬置，该液压悬置可以在高频内通过调整内部液压的流量和流向，从而降低高频动刚度，进而降低高频振动时的车内噪声。八十年代后期，人们开始设计半主动式、主动式动力总成悬置元件，现在已成功地开发出了半主动式和主动控制式液压悬置，并在四缸发动机上得到应用，取得令人满意的效果。半主动式液压悬置是根据输入信号，利用低功率作动器，调整悬置的内部参数及其工作状态，优化其动特性，从而实现减振降噪目的。主动式液压悬置是利用控制单元将外部振动输入信号转换，并通过作功器输出与外部激励同频等幅、反相响应，以实现减振降噪目的的液压悬置。现在应用的主要有节流孔型和惯性通道型
12、液阻悬置、惯性通道固定解耦膜型和惯性通道活动解耦膜型液阻悬置等几种。目前运用最为广泛的是惯性通道解耦膜式液阻悬置。惯性通道解耦膜式液阻悬置的物理模型见图1-1图1-1 液压悬置结构简图主动式液压悬置已经有应用。同时，液压悬置也用到汽车的其他部位如驾驶室等。在开发液压悬置的同时，人们对液压悬置进行了大量的理论分析和实验研究，因液压悬置具有非线性刚度和阻尼，非线性系统的分析方法应用到液压悬置的分析上来。1.2.2动力总成悬置系统国内外发展概况现代汽车动力总成大都是通过弹性支承安装在车架上的，这种弹性支承称为“悬置”。汽车动力总成和悬置一起构成了汽车动力总成悬置系统。动力总成的悬置装置可对在动力总成
13、和车架间传递的振动进行双向的隔离，以降低车内的振动和噪声。由于动力总成悬置装置的体积较小，在隔振理论的发展初期并没有引起设计者的过多的重视。但随着车辆向高速、轻型、大功率方向的迈进，使得车身的刚度减小，动力总成振动激励增大，特别是采用了平衡性较差的动力总成前置前驱动的四缸四行程动力总成，都使车内的振动和噪声加大。随着人们对乘坐舒适性的提高，这些现象就必须加以解决。在解决问题的过程中，人们逐渐认识到了动力总成悬置装置的作用，并可以利用力学知识建立起各种模型。随着人们对橡胶产品的认识，其在汽车的隔振上得到了广泛的应用。橡胶悬置元件直到现在仍是汽车发动机悬置的首选元件。1962年，美国通用汽车公司率
14、先申请了液压悬置的专利。从20世纪70年代开始，世界各大汽车企业相继开展了液压悬置的研究和应用。1979年德国的Audi公司率先在Audi五缸发动机上应用了液压悬置。之后仅几年时间，美国、日本、法国、韩国等国家都设计开发了液压悬置。国外液压悬置经过多年的发展，结构由简单到复杂，由被动式液压悬置发展到半主动式和主动式液压悬置阶段。近年来，随着各国学者的不断努力，对于动力总成悬置装置的隔振性能形成了比较完善的评价指标：降低动力总成低频和动力总成多阶次激励引起的振动；降低车内噪声；降低动力总成启动、熄火、加减速时动力总成的瞬态振动等。在国内，由于历史的原因，我国的汽车科研工作起步较晚，但在改革开放后
15、随着我国汽车工业的飞速发展，各项科研取得了长足的进展，这其中也包括了对悬置系统的研究。从八十年代开始我国已经开始了悬置系统的研究，但在九十年代后取得了更大的成绩。国内对液压悬置的应用始于20世纪90年代。1991年液压悬置随着一汽Audi轿车的引进带入我国汽车界。1.3本文的工作重点本研究的目的，是以轿车动力总成悬置系统为研究对象，来提高轿车乘坐的舒适性，提高轿车的品质。本文研究的主要内容有以下几项：1 主要介绍动力总成悬置系统的隔振原理，包括隔振的初步分析和引起动力总成振动的振源的介绍。2 根据动力总成悬置系统优化设计的需要，测定一些相关的实验，测定了动力总成的主要激振力、质量、质心位置、转
16、动惯量以及各个悬置支承的位置。3 应用ProE软件建立了悬置系统的动力学模型，通过ADAMS软件对模型进行仿真。4 对动力总成悬置系统进行优化设计，得到比较合理地性能参数匹配。金陵科技学院学士学位论文 第二章 动力总成悬置系统理论分析2动力总成悬置系统理论分析2.1 动力总成悬置元件模型2.1.1 橡胶悬置模型只在受力方向发生弹性位移而不引起其它方向位移，称此力作用方向为橡胶元件的弹性主轴方向。沿弹性主轴方向的三维弹性主轴相交于一点，称其为弹性中心。沿弹性主轴方向的刚度为主刚度。橡胶悬置块可以简化为一端固定在发动机动力总成上，另一端固定在车架上的粘弹性体。动力总成在空间做任意方向的运动时，橡胶
17、悬置都将阻止这种运动。因此，橡胶悬置在空间三维方向上都有弹性，具有扭簧的作用。但考虑到动力总成各悬置之间的距离比起悬置本身的尺寸要大的多，它的扭簧作用不很显著，因此可以忽略不计，在此条件下，橡胶悬置块的三维中心总是存在的，可将橡胶悬置等效为固定于动力总成与车架之间的粘弹性弹簧。橡胶悬置有三个正交的弹性主轴。u ,v ,w，弹性主轴线的交点。为弹性中力平行于弹性主轴并通过弹性中心时，悬置只产生平移而不产生角位移。其动力学模型见图2-1。 图2-1橡胶悬置的三维理学模型2.1.2液压悬置模型由于液压悬置是一个非常复杂的隔振元件，它的动特性受很多参数的影响，存在时变特性（阻尼与振动速度有关）和频变特
18、性（动刚度和阻尼随激振频率变化），因此它的精确模型建立起来将非常复杂。在动力总成液压悬置系统分析时，如果将液压悬置的复杂模型考虑进去，则导致动力总成液压悬置系统动力学方程无法求解，同时液压悬置的模型建得过于复杂也没有必要。因此在动力总成液压悬置系统分析中，我们只考虑液压悬置表现出来的外特性，如动刚度和阻尼。实验表明，液压悬置的流体部分只对悬置的垂直方向的动特性有影响，而对其他两个方向基本没有什么影响。因此，本文将采用图2-2所示的当量力学模型来表征液压悬置的垂向动特性，其余两个方向均按橡胶悬置对待。在图2-2所示的模型中，液压悬置的刚度和阻尼滞后角均为激振频率的函数，具体的函数表达式要通过拟和
19、或插值实验数据获得。金陵科技学院学士学位论文 第二章 动力总成悬置系统理论分析2-2 液压悬置的当量力学模型2.2动力总成悬置系统的布置形式及特点2.2.1悬置系统弹性支承常用的布置形式任意布置的悬置形式会导致悬置元件各向刚度的相互耦合，在工程实际中，一般总是让悬置系统带有一定的规律性和对称性。一般汽车应用的悬置系统有以下几种基本形式：1.平置式：这是一种常见的、传统的布置方式，它布局简单、安装容易。在这种布置方式中，每个弹性支承的三个相互垂直的刚度轴各自对应地平行于所选取的参考坐标轴。2.斜置式：这是一种目前汽车发动机中用得最多的布置方式。在这种布置方式中，每个弹性支承的三个相互垂直的刚度轴
20、相对于参考坐标轴的布置是：除一个轴平行与参考坐标外，其他两个轴分别与参考坐标有一夹角，一般斜置式的弹性支承都是成对地对称布置于垂向纵剖面的两侧，但每对之间的夹角可以不同，坐标位置也可任意。这种布置方式的最大优点是：它既有较强的横向刚度，又有足够的横摇柔度，因此特别适用于像汽车发动机这样既要求有较大的横向稳定性，又要求有较低的横摇固有频率以隔振由不均匀扭矩引起的横摇振动。此外，它可以通过斜置角度，布置位置以及悬置两个方向上的刚度比等适当配合来达到横向和平摇相互解耦的目的，这是平置式较难做到的。3.会聚式：这种布置方式的特点是弹性支承的所有悬置的主要刚度轴均会聚相交于一点。除了有良好的稳定性外，它
21、最大的优点是可以通过调节倾斜角度和布置坐标的关系来获得六种完全独立的振动模态。只是这种布置方式实施起来并不容易，且一般汽车发动机并没有纵向激励，斜置式完全能够满足隔振要求，因此应用不多。2.2.2支承点的数目及其位置汽车发动机动力总成的悬置系统多采用三点或四点支承，支承数目主要是根据发动机类型（是汽油机还是柴油机），前后载重质量分配以及激振力情况而定的。采用三点支承的优点是不管汽车怎样颠簸、跳动，动力总成系统总能保证各支承点处在一个平面上，这就大大改善了机体的受力情况。目前有很多汽车发动机即使是采用四点支承的也力求将飞轮端的那两点尽量靠拢，以达到三点支承的效果。2.3隔振理论机器设备的剧烈振动
22、，不但会降低机器的灵敏度和精确度，严重的时候也会损坏机器的零件，使其丧失其使用功能，另外其振动也会对操作者产生影响，所以对机器设备进行有效的隔振是极其重要的。根据振源的不同，人们把隔振分为两种：主动隔振和被动隔振。振源是机器本身，使其与外界隔离，减少对周围的影响，称为主动隔振；若振源来自外界（如支座等），为减少其对机器本身的影响而采取的隔振措施，称为被动隔振。安装在车架上的动力总成的振动是一个多自由度的复杂振动，为了降低其振动产生的不良影响，在动力总成中采用了悬置装置，从而隔离其振动的传递，即动力总成的隔振属于主动隔振。在动力总成隔振的计算中，我们可以独立研究其在一个方向上的振动，从而简化其计
23、算过程，但却不失一般性。图2-3 动力总成单自由度振动简图如图2-3所示，可将动力总成简化为单自由度系统，在激励f(t)=Fsint作用下，动力总成传到车架上的激励由两个部分组成，一是通过弹簧传递到车架上的力kx，另一个是通过阻尼传递到车架上的力c。当动力总成未安装隔振系统时，传到车架上的激振力为Fsint。从简谐激振力作用下的强迫振动可以知道系统响应为x=Xsin(t- j)，其一阶导数为=Xsin(90+t-j)。由于两个力相差90，所以采取隔振措施后，动力总成传递给车架的力为两力金陵科技学院学士学位论文 第二章 动力总成悬置系统理论分析的矢量和：f(t)=kx+c=Fsin(t- j+)
24、 （2-1）其中:kx=kXsin(t- j)；c=cXsin(t- j+90)F=kX； X=上述中：X为振动响应的幅值，m；为激励的圆频率，rad/s；为响应滞后于激励的相位差，rad；=/p，为频率比，p为系统的固有频率，rad/s；=c/c，为阻尼比，c为粘性阻尼系数，Ns/m；c=2Mp, 为临界粘性阻尼系数，Ns/m；M为集中质量，kg；k为弹簧的刚度，Ns/m。将实际传递的力幅F与不平衡力幅F的比值称为隔振系数（或力传递率），用来表示：= （2-2）以为横坐标，以为纵坐标，可以得到不同阻尼比时的隔振系数曲线，如图2-4所示。由此图可知：（1）当远远的小于1时，激振频率很低，此时约
25、为1，相位差约为0，即动力总成相对于车架几乎没有振动。（2）当为1时，等于p，若阻尼比很小，系统将发生共振。阻尼比越小，共振的峰值越大，加大阻尼比可以明显降低共振的峰值。图2-4 隔振系数曲线（3）当为时，金陵科技学院学士学位论文 第二章 动力总成悬置系统理论分析无论阻尼比为何值，其都为1，即实际传递的力幅F与不平衡力幅F相等。（4）当大于2时，小于1，对输入起衰减的作用，阻尼比越小，越大，激励对车架的影响就越下，对隔振越有利。由于动力总成的转速范围较宽，对其所有的转速范围内都得到较好的隔振效果是不现实的。根据动力总成的工作特点，按照转速范围的高低，将其工作分为启动转速、怠速转速、加速转速和常
26、用转速等几个区间。由于怠速转速和常用转速是经常使用的转速，因此一般希望将动力总成的固有频率安排在启动转速所对应的区间，即使固有频率较低，以增大的数值，得到较好的隔振效果。2.4激振力引起动力总成产生振动的根源:对动力总成而言，基本受到两个振源的激励，一个是汽车行驶的路面，另一个是动力总成和传动系统的运转。发动机动力总成激振力主要包括以下方面：(1)不平衡的回转运动质量所产生的离心力及离心力矩；(2)不平衡的往复运动质量所产生的惯性力及惯性力矩；(3)不平衡的反作用简谐扭矩； (4)个别气缸不发火或爆发压力不均匀； (5)因机身(曲柄箱)刚性不足导致内力矩输出引起；(6)由路面不平坦引起；(7)
27、由汽车行驶中加速或刹车时的惯性力引起。在设计动力总成悬置系统时最需关注的前面三项振动源，即不平衡的往复运动质量、回转运动质量、反作用简谐扭矩引起的力和力矩。由这三项振动源引起的发动机组的振动模态主要是平摇，纵摇及横摇。一般在高转速下由不平衡的惯性力和力矩引起的振动大些，而在转速低时则由不平衡的简谐扭矩引起的振动大些。动力总成所产生的振动主要由以下两个部分组成：(1)点火脉冲在所有的运动方向中，对平顺性影响最大的是动力总成侧倾方向（横置动力总成绕横轴或纵置动力总成绕纵轴）的振动，该振动是由驱动扭矩的周期性波动所产生的。这种周期性的力矩波动叫做点火脉冲，等发火间隔动力总成的点火脉冲频率可由下式得出
28、： 金陵科技学院学士学位论文 第二章 动力总成悬置系统理论分析 f= （2-3）式中：f为点火脉冲的频率；n为汽缸数；N为曲轴转速，r/min；C为冲程数。在设计动力总成的悬置系统的时候，应将其侧倾轴与动力总成惯性侧倾轴成一直线，并使绕此轴的共振频率低于最低点火脉冲频率，这样可以使发生在共振频率以上的扭矩波动衰减。在四缸动力总成和变速器一起驱动时进行怠速的情况下，点火脉冲频率可能低于20赫兹，因此，有效隔振的要求是10赫兹或更低的侧倾轴共振频率。因为在这种情况下，该系统与简单二阶质量-弹簧动态系统类似，低于共振频率的扭矩波动可在支撑处直接感受到，而接近共振频率时，会出现振动振幅远大于扭矩本身的
29、变化。(2)往复/旋转质量固有的不平衡所产生的振动由于往复/旋转质量固有的不平衡而产生惯性力，使动力总成可能产生侧倾方向以外的振动。但对于多缸动力总成而言，由于可以在设计上采用一些措施，使部分惯性力相互平衡，不做输出，例如一阶往复惯性力、一阶及二阶往复惯性力矩和旋转惯性力矩都相互平衡，不经过动力总成向外输出振动。影响车身振动的因素主要是作用在动力总成垂直振动方向上的二阶往复惯性力、作用于动力总成纵向的一阶和二阶往复惯性力矩以及作用于动力总成横向的输出扭矩的反扭矩。对于此类振动可以采用与防止点火脉冲出现共振的相同的措施，如对于四缸直列动力总成，可采用两根平衡轴来加以平衡。这两根平衡轴与曲轴平行且
30、与气缸中心线等距，旋转方向相反，转速相同，都为曲轴转速的两倍。两根轴上都装有质量相同的平衡重，其旋转惯性力在垂直于气缸中心线方向的分力互相抵消，在平行于气缸中心线方向上的分力则合成为沿气缸中心线方向的作用力，这个作用力的大小与二阶往复惯性力大小相等方向相反，从而平衡其振动。可以用下式来确定往复/旋转质量固有的不平衡所产生振动的频率： f=QN （2-4）式中：f为往复/旋转质量固有的不平衡所产生振动的频率；Q为比例系数，对于一阶不平衡力Q为1，二阶不平衡力Q为2；N为曲轴转速，r/min。(3)传动轴（变速器挂直接档）不平衡质量所引起的振动可用下式来确定传动轴（变速器挂直接档）不平衡质量所引起
31、的振动的频率：f=N （2-5）金陵科技学院学士学位论文 第三章 动力总成悬置系统模型的建立2.5本章小结本章对动力总成悬置系统进行了理论分析，介绍了动力了动力悬置元件的模型，动力悬置系统布置形式，支承数目和位置，分析了隔振理论和产生振动的激振力。3 动力总成悬置系统模型的建立3.1动力总成悬置系统简化和假设在一般的情况下，由于动力总成悬置系统的固有频率一般在30Hz以下，远比系统作为弹性体最低阶模态频率（大约60Hz以上）低很多，因此动力总成与悬置所组成的振动系统在分析频段内只存在刚体模态。我们可以将动力总成悬置系统简化成为一个六自由度模型，并对动力总成悬置系统动力学特性进行分析。为了在计算
32、精度允许情况下，提高运算效率，简化计算公式和方程，对动力总成悬置系统进行了如下假设和简化：（1）设系统微幅振动，悬置刚度取为在动力总成悬置系统静态平衡点的静刚度值；（2）解耦优化目的是合理布置系统固有频率并使各振动模态间尽量解耦，不涉及到动态响应的计算，故不考虑系统的阻尼；（3）不考虑动力总成工作过程中质量特性的变化；（4）橡胶悬置和液压悬置均可看作三维空间的粘弹性弹簧，具有平动刚度和扭转刚度，但各悬置间的距离远大于悬置本身的尺寸，扭簧的作用不太明显，故扭转刚度可忽略，同时认为各平动间不存在耦合，因而各悬置可简化为具有三个正交弹性主轴的空间弹簧元件；（5）各个悬置部件因其质量较小而弹性较大，忽
33、略悬置的质量和惯量，同时忽略温度对悬置弹性参数的影响；（6）因动力总成的结构模态频率远高于动力总成和地面激励频率，故动力总成看作一个刚体；研究动力总成子系统时，基础车架也视为固定刚性体。3.2动力总成悬置系统参数测量在对动力总成的悬置系统进行力学分析和模态分析以及对其隔振进行优化的时候，需要用到一些基本的参数，因此首先需要对这些基本参数进行测量。在这节中将介绍一些测量悬置系统的质量、质心位置、转动惯量和惯性积以及悬置刚度的基本方法。3.2.1 动力总成悬置系统的质量和质心位置的测量用磅秤很容易测量出动力总成悬置系统的质量。下面介绍两种测量质心位置的基本方法。（1）力矩平衡法如图3-1所示，用钢
34、丝绳和拉力表将动力总成悬置系统悬挂起来，并通过使用水平尺来确保其某一轴（图中为X轴）水平，记录下拉力表的读数和悬挂点的距离L，可根据力矩平衡的原理，得出悬置系统质心在X轴方向上距悬挂点的距离： 图3-1 质心位置测试示意图X= （3-1）式中：X为悬置系统质心在X轴方向上距悬挂点的距离；F为拉力表读数；L为拉力表和悬挂点在X轴方向上的距离；G为经磅秤所测的悬置系统的重量。同理可以得到悬置系统质心在Y轴方向上距悬挂点的距离：Y= （3-2）在测量悬置系统质心高度的时候，可将悬置系统的一端吊起，而另一端支承在支点上，但要保证其支点与式3-1、3-2中的悬挂点相同（如图3-2所示）。测量出拉力表的读
35、数和所需参数a、b、h、h、h、L，根据力矩平衡的原理，可有如下方程成立：FLcos+Fhsin+Ghsin=G(L-b)cos即：h= (3-3) 式中：=arcsin（）金陵科技学院学士学位论文 第三章 动力总成悬置系统模型的建立3-2 质心高度测量示意图a为悬置装置上按图所示任取两点的直线距离；h、h为吊起时悬置系统上按图所示任取两点到支承点所在水平线的垂直距离；h、h为Z轴水平时悬置系统质心和悬挂点到支承点所在水平线的距离；b、L为Z轴水平时悬置系统质心和支承点到悬挂点的距离；（2）经纬仪测量法由于任一连续物体的自由悬线的延长线必定通过物体的质心，因此我们可以通过使用经纬仪来测量悬置系
36、统的质心位置。测量时，首先用钢丝绳将被测悬置系统捆吊起来，然后用两台互成90的经纬仪，将其调成水平状态。将经纬仪镜头上的垂直坐标线对准悬吊钢丝绳垂直部分的中线，向下延长交于被测悬置系统的表面A、B两点，其中A为延长线进入悬置系统的点，B为延长线出悬置系统的点。在悬置系统上做出相应的标记。同理，改变悬挂位置，可以找到另外两点，即C、D点。然后用大号的卡钳依次测量出AB、BC、CD、DA、AC、BD的距离。如图3-7所示，根据其几何关系，可以得到质心M相对于B点、D点（或A点、C点）位置的计算公式：sin= ， sin= ， sin=sin() 图3-3 悬置系统相对于缸底平面位置的测试示意图则有
37、： BM= （3-4） DM= （3-5）式中：S、S为ABD和BCD的面积； 、 、为图中相应线段之间的夹角；AB、CD、BD、BM、DM为相应线段的长度。这样，质心相对于A、B、C、D四点的位置就确定了，但是由于这个四点是任意确定的，没有任何特征，不能说明质心的具体位置，因此还需确定质心相对于所需基准面的位置。在实际测量中，可以选定一个测量基准面，如悬置系统中动力总成缸体的底平面。首先使底平面保持水平，然后分别测出AA、BB、CC和DD的长度。通过图中的几何关系，可以求出悬置系统质心相对于基准面的距离MM：MM=（MM+ MM）MM= BB+BM（AA- BB） MM= DD+DM（CC-
38、 DD）因此有： MM= MM-h （3-6）式中：h为基准面到投影基准面之间的距离，其余均为相应线段的长度。同理可以确定质心与其它两个相互垂直的基准面之间的距离，这样就可以确定质心的空间位置了。如果动力总成悬置系统是分开来分别测量的，即动力总成总成和变速器总成，可以利用多个离散质量的系统质心合成公式来计算：r= （3-7）式中：r为系统质心的坐标；M为第i个离散质量；r为第i个离散质量的质心坐标；i为离散质量的个数。3.2.2动力总成悬置系统惯性参数的测量金陵科技学院学士学位论文 第三章 动力总成悬置系统模型的建立对动力总成悬置系统惯性参数的测量主要包括对绕过质心的三个参考坐标轴的转动惯量和
39、惯性积的测量。获得精确的惯性参数是对隔振系统进行分析和设计的重要前提。目前测量惯性参数的方法只要有以下几种：落地测试法、扭摆测试振动法、基于CAD模型的数值计算法、基于实验模态分析技术的参数识别法等。落地测试法适合于结构简单的轴对称旋转刚体，在实际的工程中应用较少；基于CAD模型的数值计算法需要刚体的精确几何模型，故应用范围有限，一般可作为其它方法的验证手段；基于实验模态分析技术的参数识别法主要是对刚体振动系统进行激振实验，通过分析频响函数，拟合出刚体系统的惯性参数。但由于在分析中所涉及的参数较多、原理复杂，因而误差分析较难且物理意义不明显，目前也很少应用；扭摆振动测试法主要是通过测量系统的单
40、自由度扭摆振动周期的计算来确定系统的惯性参数。常用的方法有单轴扭摆法、双线复摆法和三线扭摆法等。单轴扭摆法和双线复摆法由于难于形成测试系统且对测量误差较灵敏而应用性较差。三线摆测试法由于是单轴转动惯量测试而精度较高且相对误差可以控制在1%左右，因而在工程中应用较多，如车辆的动力总成。3.2.3动力总成悬置系统测得的参数本课题所研究的动力动成包括：发动机、离合器和变速箱。对于动力总成悬置系统的质量很容易测量，用磅秤就能够很容易测得发动机悬置系统的质量，其结果为：整个系统总质量为119kg。要计算悬置系统的固有特性，必须对悬置进行x、y、z三向的静、动刚度测量。静刚度的测量是在实验台上对悬置进行缓
41、慢加卸载，测得悬置的载荷变化F及相应的变形S，二者的比值F/S即为静刚度。由于在不同的动载荷作用下，悬置的刚度不同，应对其进行动刚度测量。所选参考坐标系为图3-2中的坐标系：以动力总成质心为原点，沿曲轴方向指向发动机前端为X轴，指向发动机左侧为Y 轴，垂直向上为Z轴。根据实验报告得悬置参数如下表3-2及表3-3所示。金陵科技学院学士学位论文 第四章 动力总成悬置系统仿真表3-1 动力总成的质量和在质心坐标系下的转动惯量MIxxIyyIzzIxyIyzIxz2007.810715.026313.17231.4398-0.2735-2.2114Kg kgmkgmkgmkgmkgmkgm 表3-2 悬置相对质心的坐标位置（mm）后悬置左悬置右悬置X4.16-368.215131.41Y-435.33511.36437.007Z-157.549163.555237.504表3-3 悬置各项刚度值（N/mm）后悬置左悬置右悬置KX12010080KY907042KZ150110115 3.3 悬置总成动力学模型的建立本章对动力总成悬置系统进行仿真计算的首要工作就是要建立动力总成悬置系统的动力学模型，在验证了模型正确性的基础上，对所建立的模型进行仿真分析。运用动力学仿真软件ADAMS对所建立的动力总成悬置系统模型进行模拟计算，
