整車振動(dòng)理論

1、發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)的整車振動(dòng)Motorerregte Fahrzeugschwingungen車輛行駛在平坦的路面上或怠速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，只有發(fā)動(dòng)機(jī)本身是激振振源在發(fā)動(dòng)機(jī)中，準(zhǔn)確地說(shuō)是在往復(fù)活塞式發(fā)動(dòng)機(jī)中，由于反復(fù)做上下運(yùn)動(dòng)的活塞和燃燒過(guò)程，產(chǎn)生了附加力和扭矩，它們通過(guò)動(dòng)力總成懸置(主要是橡膠元件)激發(fā)汽車底盤的振動(dòng)。由此產(chǎn)生的振動(dòng)和噪聲將對(duì)車箱內(nèi)乘員產(chǎn)生不利影響。 下面首先介紹激振源和激勵(lì)振動(dòng)的成因，接著是激勵(lì)振動(dòng)的影響，最后講述連接作用在發(fā)動(dòng)機(jī)和底盤之間的動(dòng)力總成懸置，見圖1.1。作用在發(fā)動(dòng)機(jī)上的主要激振力為Fz和圍繞曲軸中心線的力矩Mx,有時(shí)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

2、Mz根本不存在或很少發(fā)生。 圖1.多缸發(fā)動(dòng)機(jī)的激振力和激振力矩 如圖所示，X軸與曲軸中心線相同，對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)縱向布置在整車上的車輛來(lái)說(shuō)，該軸與車輛的縱軸方向一致。對(duì)大多數(shù)的前輪驅(qū)動(dòng)車輛來(lái)說(shuō)，X軸相當(dāng)于車輛的橫軸。對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)來(lái)說(shuō)，Z軸方向與直列發(fā)動(dòng)機(jī)的汽缸中心線相一致，與V型發(fā)動(dòng)機(jī)汽缸中心線角分線相一致。當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)斜置時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)的Z軸與車輛的Z軸不一致 發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)可分為慣性和燃燒激勵(lì)。下面先介紹單缸機(jī)，然后介紹多缸機(jī).單缸發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)1.1.曲柄機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng) 見圖.2a，對(duì)于曲柄機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)，可以用連桿大頭長(zhǎng)度l和曲柄半徑r(沖程s=2r)建立曲軸轉(zhuǎn)角 和活塞行程k的運(yùn)動(dòng)關(guān)系式: 角 和 之間的關(guān)系可由距離B

3、D=lsin=rsin,再將下式代入其中： p=r/l這樣可以得到：代入連桿比pr/l,展開平方根后可得：忽略4階以上的各項(xiàng)，活塞行程可以由下式描述：-(1.2)假如曲軸角速度為常數(shù)，曲軸轉(zhuǎn)角將與時(shí)間成正比，則有：-(1.3) 對(duì)式(1.2)求導(dǎo)，可得到活塞速度方程式：加速度方程式： -(1.4)a.曲柄機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)b.曲柄機(jī)構(gòu)受力分析圖.2發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)和受力分析圖1.3給出了連桿無(wú)限長(zhǎng)(p=0)時(shí)和有限長(zhǎng)( p=0.3 ) 時(shí)的活塞行程，速度及加速度圖1.3.活塞運(yùn)動(dòng)與曲軸轉(zhuǎn)角1.2慣性力慣性力Fz等于質(zhì)量ms乘以（1.4）式中的加速度,作用在動(dòng)力總成懸置上。慣性力中的質(zhì)量ms包括活塞質(zhì)量

4、，活塞環(huán)和活塞銷質(zhì)量，1/31/4的連桿質(zhì)量.慣性力與角速度的平方成正比也可以認(rèn)為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速nm以兩種激勵(lì)頻率激發(fā)發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)，其一為一階振動(dòng)頻率1*和二階振動(dòng)頻率*1.3慣性力矩除了慣性力之外，還有一個(gè)慣性力矩Mx,由圖1.2b,慣性力Fz可分解為作用在連桿上的分力S和垂直作用在氣缸壁上的分力F：一般可將作用在連桿上的分力S分解成作用在曲軸上點(diǎn)B的兩個(gè)分力，即一個(gè)徑向分力和一個(gè)垂直切向分力T。分力T產(chǎn)生的慣性力矩Mx=T*r(參見圖1.2b)。則有：上述慣性力矩也可用FN*k表示。這兩個(gè)慣性力矩形成的力偶將使發(fā)動(dòng)機(jī)朝與發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)方向相反的方向傾倒。將式(1.5)中的慣性力Fz代入到式(1.6)

5、中，可以得到慣性力矩Mxm(添加的符號(hào)m表示質(zhì)量)新的表達(dá)式。-(1.7)由此，慣性力矩Mxm的數(shù)值大小也和慣性力一樣，由往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量ms,曲軸曲柄半徑r,連桿比p和曲軸的角速度平方或者發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的平方確定與Fz不一樣的是，還產(chǎn)生了3階和4階慣性力矩。例，在表1.1中，第二欄給出了單缸機(jī)不同階的幅值。1.4 燃燒力矩在燃燒過(guò)程中缸內(nèi)產(chǎn)生一個(gè)作用于活塞上的力，該力等于燃燒壓力Pzyl乘以活塞面積Ak,它對(duì)外沒(méi)有影響，因?yàn)橹恢苯幼饔迷诟咨w上，因而可有下式：Fzg=0 -(1.8)(Fzg中附加的符號(hào)g含義為氣體)-(1.9)燃燒力矩-只來(lái)源于燃燒氣體壓力，作用在燃燒室中并最終作用在動(dòng)力總成懸置上。

6、根據(jù)式(1.6),該力矩為：慣性力和慣性力矩的周期都是360o曲軸轉(zhuǎn)角，燃燒壓力則不同，其周期與發(fā)動(dòng)機(jī)沖程形式有關(guān)，兩沖程發(fā)動(dòng)機(jī)的周期為360o曲軸轉(zhuǎn)角，四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)的周期為720o曲軸轉(zhuǎn)角。對(duì)四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，一般常將周期定為轉(zhuǎn)，也就是360o曲軸轉(zhuǎn)角，因此產(chǎn)生了半階振動(dòng)頻率0.5* , 一階半振動(dòng)頻率1.5*等等。對(duì)于兩沖程發(fā)動(dòng)機(jī)不存在這種情況。使用用復(fù)里葉變換可將燃燒力矩變換成如下形式：-(1.10)用M表示有效力矩，ai和i分別表示疊加的單個(gè)正弦激振波的振動(dòng)幅值和相位角，i=0.5,1.0,1.5,圖1.4給出了燃燒力矩Mxg和慣性力矩Mxm的波形對(duì)比。圖.1.4單缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)氣體力矩曲

7、線為了評(píng)估各階諧波的作用，可以利用一個(gè)相對(duì)簡(jiǎn)單的矩形函數(shù)替 -（1.11）代上述相對(duì)復(fù)雜的氣體力矩曲軸轉(zhuǎn)角曲線。四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)的評(píng)估結(jié)果可見圖1.5 a。在圖1.5 b給出了幅值和相位角。圖.1.5. a.利用矩形函數(shù)獲得的四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)氣體力矩曲線近似圖 b.矩形函數(shù)幅值和相位角，見式(1.11)1.5 單缸發(fā)動(dòng)機(jī)綜合激振力矩由圖(1.1)可知，單杠發(fā)動(dòng)機(jī)綜合激振力和激振力矩包括兩部分，即Fz和Mx。其中Fz只來(lái)源于慣性力矩，而不是來(lái)源于燃燒，因此適用于式(1.5)。而綜合激振力矩可由下式獲得： -(1.12)階激振力矩只來(lái)源于燃燒，綜合激振力矩為慣性力矩和氣體力矩的疊加，其幅值和相位角原則上可

8、分為兩個(gè)不同的部分。與燃燒有關(guān)的部分只與平均扭矩和燃燒過(guò)程有關(guān)，燃燒過(guò)程決定了a1,a2,a3，; 1,2,3,，但和轉(zhuǎn)速無(wú)關(guān)。此外，慣性力矩則只與轉(zhuǎn)速nm()有關(guān),正確地說(shuō)只與轉(zhuǎn)速的平方()有關(guān)，與Mx及燃燒無(wú)關(guān)。2. 四沖程缸直列發(fā)動(dòng)機(jī)的激振力和激振力矩 作為動(dòng)力總成，單缸發(fā)動(dòng)機(jī)對(duì)整車是沒(méi)有意義的，但對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)激振振動(dòng)的導(dǎo)入和理論計(jì)算確是有用的。本節(jié)將介紹四沖程缸發(fā)動(dòng)機(jī)的激振問(wèn)題。 為了簡(jiǎn)化影響因素，假設(shè)每缸的活塞質(zhì)量ms,曲柄半徑r和連桿比p都是相等的，這個(gè)假設(shè)在實(shí)際生產(chǎn)中幾乎100%可以達(dá)到。按照曲柄順序，考慮每缸之間夾角，將力和力矩進(jìn)行矢量疊加。對(duì)于直列缸發(fā)動(dòng)機(jī)，按表1.1，第2缸和第

9、3缸的曲軸曲拐與第1缸和第4缸的曲軸曲拐正好成180o= 。2.1 慣性力Z向力Fz只與慣性力有關(guān),和燃燒無(wú)關(guān)，因此也和燃燒激振力(四-或二沖程)無(wú)關(guān)，按表1.1曲拐位置可以得出如下結(jié)果，按式(1.5),-(2.2)-(2.1)缸和4缸的慣性力為：-(2.3)這意味著直列4缸發(fā)動(dòng)機(jī)上的1階慣性力不存在，2階慣性力相疊加，這一結(jié)果可以從表1.1第3行第3列的矢量疊加圖中直觀地看出來(lái)。在裝用直列4缸發(fā)動(dòng)機(jī)的車輛上，2階慣性力是影響乘客舒適性，即影響整車振動(dòng)和噪聲的主要激振源。為了減輕這種影響，必須采取后述方法，即通過(guò)整車包括發(fā)動(dòng)機(jī)和懸置這個(gè)振動(dòng)系統(tǒng)來(lái)加以解決。圖.2.1.平衡軸機(jī)構(gòu)，用于平衡直列4

10、缸發(fā)動(dòng)機(jī)2階慣性力對(duì)4缸發(fā)動(dòng)機(jī)，可以加裝轉(zhuǎn)速為曲軸轉(zhuǎn)速2倍的平衡軸將2階慣性力降低到零，見圖2.1,結(jié)果見1.2.在圖1.2a上，在頻率27Hz處，沒(méi)有平衡軸的發(fā)動(dòng)機(jī)2階激振慣性力清晰可見。在圖1.2b上，由于平衡軸的平衡作用，該頻率位置的激振慣性力明顯地減少（慣性力不能完全消除，因?yàn)樵撎幉粌H存在2階慣性力，也存在其他階的慣性力和氣體力矩）。圖.2.2.b.垂直加速度幅值對(duì)比在發(fā)動(dòng)機(jī)橫梁上測(cè)量，直列四沖程4缸發(fā)動(dòng)機(jī)怠速轉(zhuǎn)速8001/min(2階激振頻率約為27Hz)a.無(wú)平衡軸b有平衡軸2.2.慣性力矩和燃燒力矩直列4缸發(fā)動(dòng)機(jī)慣性力矩Mxm可見表1.1第3列最后1行,最終形式：-(2.4) 這

11、里存在2階和4階激振力矩。一般存在偶數(shù)階的激振力矩，奇數(shù)階自行抵消。2階慣性力矩也象2階慣性力一樣，按圖2.1方法利用平衡軸機(jī)構(gòu)補(bǔ)償，不過(guò)平衡軸必須偏心布置。 燃燒力矩也是一樣，如圖2.3.b所示，只有偶數(shù)階剩下，半數(shù)階和奇數(shù)階都消失了，由式(1.10)可以得出： -(2.5)圖.2.3四沖程4缸發(fā)動(dòng)機(jī)氣體力矩a.矩形函數(shù)得到的氣體力矩曲軸轉(zhuǎn)角近似值；b.不同階氣體力矩幅值矢量圖平均力矩Mx和幅值ai適用于單缸發(fā)動(dòng)機(jī)，對(duì)于4缸發(fā)動(dòng)機(jī)其值為單缸發(fā)動(dòng)機(jī)的4倍。將式(2.4)和式(2.5)相加后，總的力矩為：-(2.6)在圖2.4中，作為例子給出了2階力矩的相關(guān)幅值。在矢量圖a中，當(dāng)燃燒力矩Mxg的

12、幅值a2和相位角2為常量，慣性力矩Mxm的幅值(1/2msr)隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速nm(或)而變化。所以發(fā)動(dòng)機(jī)低速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)氣體力矩是主要部分，高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)慣性力矩是主要部分。按圖b，總慣性力矩和燃燒力矩的綜合力矩a.氣體力矩 a2 為常量，慣性力矩1/2msr22為變量時(shí)的2階力矩矢量圖b綜合力矩Mx與轉(zhuǎn)速的關(guān)系曲線c.相對(duì)于曲軸轉(zhuǎn)角的特性曲線d.階數(shù)分析e.恒定慣性力矩和燃燒力矩變化時(shí)的2階力矩矢量圖的2階力矩Mx在一個(gè)確定的轉(zhuǎn)速時(shí)有一個(gè)最小值，這個(gè)最小值與燃燒力矩的幅值有關(guān)，在矢量圖中很容易清楚看到。？在圖c和圖d中給出了不同轉(zhuǎn)速下1階力矩幅值與曲軸轉(zhuǎn)角關(guān)系的特性曲線。在矢量圖e上給出了當(dāng)慣性力矩為常

13、量時(shí)，燃燒力矩的變換情況。對(duì)多缸發(fā)動(dòng)機(jī)還必須注意y軸的力矩問(wèn)題。見圖1.1，但是只考慮慣性力矩即可。源自燃燒的力矩為零，因?yàn)闅怏w力總是作用在汽缸蓋和活塞上，對(duì)外部而言效果互相抵消。在圖2.5上，sp為所講述的4缸發(fā)動(dòng)機(jī)重心，y軸也不在第2和第3缸之間，所以按圖2.5力矩為：代入式(2.1)和(2.2)，并且2缸和3缸，1缸和4缸的力矩總是相加。按照上述條件可以得到下式： -(2.7)圖2.5 直列4缸發(fā)動(dòng)機(jī)y軸的慣性力矩Mym2.3 工況特性對(duì)慣性力Fz和慣性力矩Mxm=My,當(dāng)激振幅值只與激振頻率的平方(發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的平方)成正比時(shí)，燃燒力矩Mzg的幅值和激振頻率的關(guān)系與整車工況有關(guān)。這里首次

14、必須同時(shí)關(guān)注整車。圖2.6 下列參數(shù)條件下，驅(qū)動(dòng)力矩速度示意圖，整車參數(shù) 發(fā)動(dòng)機(jī)特性質(zhì)量910kg 怠速轉(zhuǎn)速 900min-1輪胎半徑0.3m 最高轉(zhuǎn)速 6540min-1迎風(fēng)面積1.9m2最大功率 64Kw滾動(dòng)阻力0.01 對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速 6000min-1 C-值 0.3變速箱特性 速比 效率iG=1檔 0.95 2檔 2.50.95 3擋 1.70.95 4檔 1.25 0.95 5檔 1 0.95主傳動(dòng)比iA 4 0.95從靜態(tài)力矩開始。在圖2.6中作為一個(gè)例子給出了熟悉的牽引力速度示意圖。此圖中的一部分，對(duì)5檔的每一個(gè)檔位給出了作用于驅(qū)動(dòng)輪的最大力矩 MR和相對(duì)應(yīng)的車速；另一部分為在平坦路

15、面上勻速行駛。從中可以看出, 驅(qū)動(dòng)力矩與車速同所選檔位和發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速有關(guān)。對(duì)前輪驅(qū)動(dòng)汽車，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)、變速箱和主傳動(dòng)器視為一個(gè)動(dòng)力總成模塊時(shí)，此驅(qū)動(dòng)力矩 MR 合并，全部被動(dòng)力總成懸置承受 。動(dòng)力總成力矩Maggr，當(dāng)忽略中間損失時(shí)等于MR，對(duì)4缸直列四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)等于式(2.5)的平均值。對(duì)前輪驅(qū)動(dòng)汽車也可用下式表示：其中ik=i*iA(Ig:變速箱速比；iA：主傳動(dòng)比)，這個(gè)公式對(duì)后置發(fā)動(dòng)機(jī)后輪驅(qū)動(dòng)的汽車也適用。對(duì)流行的標(biāo)準(zhǔn)驅(qū)動(dòng)方式(發(fā)動(dòng)機(jī)和變速箱在前，主傳動(dòng)器及驅(qū)動(dòng)輪在后)，由于主傳動(dòng)器速比之后的力矩不作用在動(dòng)力總成懸置上，因此對(duì)標(biāo)準(zhǔn)驅(qū)動(dòng)方式必須使用下式：另一部分是動(dòng)態(tài)燃燒力矩，為了便于分析，

16、在圖2.7中將發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置分開畫出，分別由各自的懸置支撐?，F(xiàn)在按式(1.3.a),并假設(shè)n=常數(shù)(通過(guò)一個(gè)無(wú)限大的飛輪調(diào)節(jié))，曲軸的輸出力矩以及變速箱的輸入力矩Mx=常數(shù)，此外作用于發(fā)動(dòng)機(jī)模塊上的除了靜態(tài)力矩還有動(dòng)態(tài)力矩，例如對(duì)于直列4缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)，按式(2.6)為2階力矩:a2sin(2t+)。上述靜態(tài)力矩和動(dòng)態(tài)力矩必須由發(fā)動(dòng)機(jī)懸置承受，并且動(dòng)態(tài)力矩將激發(fā)底盤的振動(dòng)。按上述假設(shè)，傳動(dòng)裝置只有常量輸入力矩沒(méi)有動(dòng)態(tài)激振力矩，懸置也只承受靜態(tài)力矩而不承受動(dòng)態(tài)力矩。圖2.7底盤承受的力和力矩，發(fā)動(dòng)機(jī)和變速箱分開畫出，各由個(gè)懸置支撐現(xiàn)在可以總結(jié)出，幾乎所有的汽車其發(fā)動(dòng)機(jī)和變速箱都可以構(gòu)成一個(gè)動(dòng)力

17、總成，按式(2.8),動(dòng)力總成懸置必須承受靜態(tài)力矩Maggr，來(lái)自燃燒力和慣性加速度的動(dòng)態(tài)力矩，其值可由下式表達(dá)：對(duì)這種動(dòng)態(tài)激勵(lì)，傳動(dòng)器的速比ik不應(yīng)考慮在內(nèi)！實(shí)際上，由于飛輪的尺寸有限，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n()常數(shù)，并且發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出力矩等于傳動(dòng)器的輸入力矩，因此也等于傳動(dòng)器的輸出力矩。與之相對(duì)應(yīng)，按圖2.7這些懸置也將承受動(dòng)態(tài)負(fù)荷。作用于傳動(dòng)器懸置上的力矩大小與整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性有關(guān)。從=常數(shù)到常數(shù)，慣性力Fz和慣性力矩Mxm也變化,不過(guò)差別很小。對(duì)動(dòng)力總成的激勵(lì)力矩，前輪驅(qū)動(dòng)汽車可按式(2.6)和式(2.8a)計(jì)算：-(2.9)對(duì)標(biāo)準(zhǔn)的前置發(fā)動(dòng)機(jī)后輪驅(qū)動(dòng)， ik=i對(duì)慣性力，動(dòng)態(tài)部分也不會(huì)通過(guò)

18、傳動(dòng)機(jī)構(gòu)傳遞，如前面式(2.3)所示。圖 2.8作用在直列4缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)動(dòng)力總成上 的2階激勵(lì)(數(shù)據(jù)來(lái)自圖2.6 5檔，行駛在平坦路面，前輪驅(qū)動(dòng)其他數(shù)據(jù)：ms=0.65kg, p=0.25,r=0.039m, a2Mx1/2=1.27, 2=0)圖2.8給出了2階激勵(lì)和相關(guān)激勵(lì)頻率的關(guān)系。正如已經(jīng)多次強(qiáng)調(diào)的，源自于慣性力和慣性力矩的激勵(lì)幅值隨頻率或發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的平方的提高而提高，也隨燃燒力矩的提高而提高，但是燃燒力矩和轉(zhuǎn)速?zèng)]有直接的關(guān)系，而是與隨車速而升高的風(fēng)阻系數(shù)平方成正比。除了行駛過(guò)程中的振動(dòng)激勵(lì)之外，還存在車輛靜止、發(fā)動(dòng)機(jī)怠速工況時(shí)的(例如一個(gè)紅燈前) 激勵(lì)。這時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速很低，

19、慣性作用較小，扭轉(zhuǎn)激勵(lì)的主要成分是燃燒力矩。當(dāng)然燃燒力矩的幅值也很小，不過(guò)當(dāng)有較大的附件輪系負(fù)荷或自動(dòng)變速箱蠕動(dòng)工況時(shí)，該值將有所變大。2.4不均勻燃燒的影響參見圖2.3,和單缸發(fā)動(dòng)機(jī)相比，直列4缸發(fā)動(dòng)機(jī)燃燒時(shí)不存在0.5階，1階和1.5階的振動(dòng)激勵(lì)。但是對(duì)于不均勻燃燒而言，這些階的振動(dòng)激勵(lì)都存在。圖2.9給出了它們的矩形圖和矢量圖。由圖2.9.a可見,某缸產(chǎn)生一個(gè)微小的燃燒力矩差，由此將產(chǎn)生0.5階，1階和1.5階振動(dòng)激勵(lì)力矩。由圖2.9.b可見，點(diǎn)火間距360o=的2個(gè)缸之間出現(xiàn)了微小力矩差，由此將產(chǎn)生1階振動(dòng)激勵(lì)力矩，但并不會(huì)產(chǎn)生0.5階和1.5階激勵(lì)力矩。階力矩在2種工況都有，但與均勻

20、燃燒相比幅值有些變化。圖2.10給出了一個(gè)氣缸不均勻燃燒的測(cè)量結(jié)果，對(duì)所有直列4缸發(fā)動(dòng)機(jī)的工況，可以見到2階和1階激勵(lì)力矩(由此可知,如果出現(xiàn)1階力矩，則必有某一氣缸燃燒不均勻)。由圖可以看出，不僅1階和2階振動(dòng)較大，0.5階振動(dòng)也很清楚。3.多缸發(fā)動(dòng)機(jī)在表3.1中給出了其他多缸發(fā)動(dòng)機(jī)慣性力Fz和慣性力矩Mxm和Mym，燃燒力矩Mrg按給定的點(diǎn)火間距，缸內(nèi)均勻燃燒時(shí)，用圖2.3進(jìn)行評(píng)價(jià)，不均勻燃燒時(shí)用圖2.9進(jìn)行評(píng)價(jià)。4.對(duì)車身的振動(dòng)激勵(lì)從前面各章可以看出，往復(fù)活塞式發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)將產(chǎn)生交變載荷，如：慣性力，慣性力矩和燃燒力矩。下面將解釋這些交變載荷對(duì)車身振動(dòng)的影響，解釋的重點(diǎn)放在連接動(dòng)力總成（

21、發(fā)動(dòng)機(jī)和變速箱）和車身之間的動(dòng)力總成懸置（大多為橡膠軟墊）及其布置。為了簡(jiǎn)化問(wèn)題，假設(shè)車身為剛性，以便于通過(guò)彈性底盤確定動(dòng)力總成系統(tǒng)的固有頻率。按照這種假設(shè)，不必計(jì)算車身的變形，只考慮作用在其上的力和力矩即可。4.1振動(dòng)系統(tǒng)模型圖4.1為前橫置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)模型，從中可以看出，相對(duì)于曲軸軸向方向的綜合振動(dòng)激勵(lì)力矩Mx和Maggr包括慣性力矩Mxm和燃燒力矩 Mxg 的動(dòng)態(tài)部分，此 外與計(jì)算有關(guān)的參數(shù)還有垂直作用在車身上的慣性力Fz，動(dòng)力總成重心Saggr距離ex。其中maggr為動(dòng)力總成質(zhì)量，Jaggr為轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，個(gè)自由度Zaggr和aggr ，3個(gè)懸置特性通過(guò)Cui,Kmi和Li表

22、 示 ，動(dòng)力總成重心和前軸之間距離為ax。振動(dòng)系統(tǒng)忽略 了座位 1人，2個(gè)輪胎上的車身質(zhì)量為2mx，,輪距l(xiāng)。路面不平度激勵(lì)頻率范圍在025Hz之間，發(fā)動(dòng)機(jī)激振頻率則高得多，商用車發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍在4006000min-之間，表3.1給出了相關(guān)階的頻率范圍。直列4缸發(fā)動(dòng)機(jī) 2階 30至200Hz 4 階 60至400Hz直列6缸發(fā)動(dòng)機(jī) 3階 45至300Hz 6 階 90至600Hz對(duì)于均勻燃燒，慣性力矩頻率范圍與上述范圍一致，對(duì)于不均勻燃燒，可按第2.4節(jié)確定，這時(shí)的頻率范圍較低,發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速900min-時(shí)直列4缸發(fā)動(dòng)機(jī)的0.5階最小激勵(lì)頻率為7.5Hz。根據(jù)圖4.1可列出向量和矩陣微分方程：

23、 -(4.1) 其中向量和矩陣為： -(4.2) -(4.3) -(4.4) -(4.5) 縮寫為：解微分方程，相關(guān)系統(tǒng)的固有頻率為， -(4.6) -(4.7) -(4.8) -(4.9)車身阻尼值為： -(4.10)發(fā)動(dòng)機(jī)懸置阻尼有區(qū)別：- 液力阻尼為 -(4.11)- 有損耗系數(shù)的橡膠阻尼 -(4.12)以上介紹的是整車振動(dòng)相關(guān)參數(shù)的計(jì)算，發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)的位移公式可參照式(4.1)，位移矢量x按式(4.2)僅激勵(lì)矢量B現(xiàn)在以下式代替: -(4.13)4.2彈性動(dòng)力總成懸置的優(yōu)勢(shì)根據(jù)以前我們的經(jīng)驗(yàn)可以知道，對(duì)路面不平度的激勵(lì)，當(dāng)動(dòng)力總成和車身之間是剛性支撐時(shí)(Ci=),對(duì)顛簸效果特別好，但是也

24、意味著這種情況對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)是不利的。圖4.2給出了理由，圖中給出了慣性力矩在剛性和彈性支撐條件下的減振能力對(duì)比，在高頻區(qū)域，與車身剛性連接時(shí)，將激勵(lì)出高的加速度，底盤振動(dòng)強(qiáng)烈，形成大的噪音。除了強(qiáng)度原因之外，這也是使用彈性懸置的理由。圖4.2剛性和彈性動(dòng)力總成支撐對(duì)比4.3 對(duì)底盤的激勵(lì)在按上面的公式討論一般情況之前，下面先簡(jiǎn)單介紹需要注意的事項(xiàng)，這有助于加快對(duì)主要東西的理解。按以前的理論，如果想得到好的降噪效這里需要考慮最小發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)果，激振頻率必須遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于系統(tǒng)的固有頻率。速和最小振動(dòng)階數(shù)。前面給出的動(dòng)力總成系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)振動(dòng)模型有2個(gè)固有頻率，即按式(4.6)得到的aggr.z和按式(4.7) 得

25、到的aggr. 。為此必須滿足以下2式：21/2aggr.z和 21/2aggr.。 - (4.14)對(duì)慣性作用總是滿足這種情況(例如直列4缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)的2階振動(dòng))，對(duì)燃燒力矩，各缸均勻燃燒時(shí)也滿足。各缸不均勻燃燒時(shí)，例如形成的0.5階激勵(lì)振動(dòng) ，它經(jīng)常是不滿足的。除特殊情況之外，激勵(lì)頻率一般大于aggr.z和aggr.，同時(shí)遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于車身的固有頻率2，因此可以假設(shè)，車身的位移對(duì)于動(dòng)力總成的位移可以忽略不計(jì)。即有：為了計(jì)算方便，可以將振動(dòng)系統(tǒng)加以簡(jiǎn)化，見圖4.3a,同時(shí)方程式組也得以簡(jiǎn)化并得到如下形式：圖4.3 a 相對(duì)于圖4.1簡(jiǎn)化的振動(dòng)系統(tǒng); b 動(dòng)力總成懸置負(fù)荷FL和ML在式(4.20)

26、和(4.21)中，對(duì)阻尼系數(shù)和彈簧剛度給出了縮寫，如果K不等于零，并且C也不等于零，動(dòng)力總成直線位移、角位移Zaggr和 aggr是耦合的。如圖4.2所示，車身加速度為零的假設(shè)是沒(méi)有意義的。在第4章開始已經(jīng)介紹過(guò)，對(duì)于高的激勵(lì)頻率車身不再是剛性物體，也必須將其作為一個(gè)有一定彎曲和扭轉(zhuǎn)頻率的彈性體加以考慮。對(duì)于車身而言，底盤上的每一點(diǎn)的加速度明顯是不一樣的。為了避免對(duì)底盤建立模型，按圖4.3b，僅考慮作為最終結(jié)果的懸置力FL、懸置力矩ML:(4.24)幅值的計(jì)算如下，通過(guò)發(fā)動(dòng)機(jī)的激勵(lì)，一如先前在第2章和第3章所介紹的一樣，是周期函數(shù)?？蓪⑵浞譃閱我坏?，不同頻率組成的正弦波函數(shù)。對(duì)于線性系統(tǒng)，每一

27、個(gè)分振動(dòng)系統(tǒng)可以單獨(dú)處理，作為例子，其第I階慣性力為：對(duì)直列4缸發(fā)動(dòng)機(jī)而言，只存在2階慣性力矩，即i=2,其幅值按式(2.3)計(jì)算或查表3.1，可得如下結(jié)果：(4.26)(4.25)圖4.4作為例子給出了直列4缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)在2階慣性力Fz激勵(lì)作用時(shí)，懸置承受的交變力幅值與激振頻率（發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n）函數(shù)的特性曲線。在這種情況下，最小發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速900min-1=15s-1,相應(yīng)的2階最低激振頻率為30Hz,這一數(shù)值超過(guò)了固有頻率 aggr.z2 ,共振現(xiàn)象不會(huì)出現(xiàn)。圖4.4 2階慣性力作用時(shí)懸置作用力的幅值近漸線實(shí)際中絕大多數(shù)的情況是激勵(lì)頻率大于固有頻率,對(duì)于這種狀態(tài)可以通過(guò)求極限值近似獲得特性曲

28、線。由此獲得的這些值用一般的公式就可以描述,并且從中很容易導(dǎo)出動(dòng)力總成懸置的計(jì)算限值。從式(4.16)至式(4.21),對(duì)大部分激振頻率,懸置作用力幅值都很復(fù)雜。(4.27)(4.28)特殊情況下,動(dòng)力總成系統(tǒng)去耦,C=0,K=0,這時(shí)懸置的作用力僅與慣性力Fzi成比例。與此同時(shí),懸置作用力矩MLi僅與( Fziex-Mxi)成比例。在表4.1中,編輯出了相對(duì)于懸置負(fù)荷真實(shí)幅值的極限值,也就是漸進(jìn)值，并按發(fā)動(dòng)機(jī)的3個(gè)基本激勵(lì)：慣性力、慣性力矩、燃燒力矩，以及液力阻尼和橡膠阻尼加以分類。在圖4.5中給出了漸近線原理示意圖。慣性力激勵(lì)時(shí),對(duì)具有液力阻尼的液壓懸置而言,懸置負(fù)荷隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的升高而升

29、高。對(duì)橡膠阻尼而言,它為常數(shù),因此對(duì)底盤的激勵(lì)和車箱內(nèi)部噪音比較有利。此外，除像膠阻尼外，實(shí)現(xiàn)較低的動(dòng)力總成固有頻率aggr,z和aggr,總是有利的。在穩(wěn)定的燃燒激勵(lì)作用下,液力阻尼時(shí),懸置作用力矩隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的上升而降低,橡膠阻尼時(shí)隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的平方而降低?？紤]在2.3節(jié)所述的”工況特性”,在平坦路面行駛時(shí),與風(fēng)阻系數(shù)相對(duì)應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)力矩隨車速V,也就是動(dòng)態(tài)燃燒力矩激勵(lì)隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的平方成正比。所以對(duì)液力阻尼而言,懸置力矩隨(1/nM.nM2= nM)升高而升高;對(duì)橡膠阻尼而言 ,由于 (1/nM2.nM2=1),懸置力矩不會(huì)升高,因此在這種狀態(tài)下,也是橡膠阻尼好。圖4.5 動(dòng)力總成懸置負(fù)荷

30、漸近線曲線 a.懸置阻尼為液力阻尼 b.橡膠阻尼 應(yīng)用舉例以直列4缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)為例，按表4.1以及相關(guān)假設(shè)，計(jì)算懸置負(fù)荷的極限值。懸置作用力FL由慣性力FZ激勵(lì)產(chǎn)生，按式(2.3)為：Fz=-4ms2 cos2t,只考慮2階慣性力， Fz 幅值為;4ms2 ,由表4.1可知fz2=4ms,對(duì)合適的橡膠阻尼，其極限值為：懸置作用力矩首先考慮慣性力矩Mx=4ms2( 1/2cos2t+(/2)2sin4 t)的激勵(lì)，見式(2.10)，這里考慮2階和4階振動(dòng)，對(duì)橡膠阻尼，2階極限值為： 4階極限值為：(2階幅值比4階幅值大100倍左右)由于燃燒力矩 單獨(dú)起作用，所以每一階的極限值為：4.4一般情況

31、下面將討論按圖4.1所示完整振動(dòng)系統(tǒng)(包括車身和懸掛質(zhì)量)的結(jié)果。為了達(dá)到這個(gè)目的，可以使用圖4.3a“簡(jiǎn)單振動(dòng)”的結(jié)果，作為評(píng)價(jià)參數(shù)，懸置作用力矩ML和作用力 Fz 為對(duì)底盤振動(dòng)的激勵(lì)再一次被提出來(lái)。在圖4.6中給出了2階慣性激勵(lì)力矩和燃燒激勵(lì)力矩幅值相對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速或者2階激勵(lì)頻率的關(guān)系，驗(yàn)證表明，整個(gè)系統(tǒng)的極限值等于表4.1給出的簡(jiǎn)單系統(tǒng)的值。由此可以得出一個(gè)基本的結(jié)論：橡膠阻尼效果優(yōu)于液壓阻尼，發(fā)動(dòng)機(jī)的固有頻率應(yīng)盡可能的低。按圖2.6在平坦路面行駛時(shí)，對(duì)源于燃燒力矩的懸置作用力矩，這兩個(gè)值的影響依然存在。如圖4.6c剪取下來(lái)放大部分所示，但它的實(shí)際值比較小。圖4.6a-c裝用前橫置直列

32、4缸四沖程發(fā)動(dòng)機(jī)的某車輛， 相對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的 懸置負(fù)荷幅值使用的振動(dòng)系統(tǒng)按圖4.1 a.對(duì)慣性力激勵(lì)；b.對(duì)慣性力矩激勵(lì)；c.對(duì)燃燒力矩激勵(lì)但是在完整的振動(dòng)系統(tǒng)和簡(jiǎn)單振動(dòng)系統(tǒng)之間有一個(gè)不同，雖然按圖4.6考慮2階激勵(lì)時(shí)它并不重要。對(duì)簡(jiǎn)單系統(tǒng)而言，共振幅值位于無(wú)耦合， 無(wú)阻尼時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)的固有頻率 Aggr. /2附近，例如6Hz;對(duì)帶車身和輪胎的完整系統(tǒng)，共振峰值約位于7.5Hz。.燃燒力矩激勵(lì)如果每一缸的燃燒過(guò)程不一樣，見第2.4章，應(yīng)注意共振峰值向小發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速方向移動(dòng)。下面假設(shè)，一個(gè)缸的燃燒力矩只達(dá)到其他3個(gè)缸的75%，由此按圖2.9a形成了0.5,1和1.5階附加激勵(lì)。在圖4.7中給出了3

33、種階數(shù)懸置作用力矩的幅值。其中0.5階共振峰值剛好與發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速nm=900min-1重合，對(duì)應(yīng)于激振頻率：/2=0.5(Nm/60)=7.5Hz由此將形成對(duì)底盤和乘客較大的振動(dòng)。這就是為什么人們?cè)诘娃D(zhuǎn)速感到怠速振動(dòng)的原因。第1和第2階激勵(lì)振動(dòng)產(chǎn)生較小的懸置力矩，因?yàn)槠浞逯滴挥谶@個(gè)轉(zhuǎn)速范圍以下。為此，除了要避免各缸燃燒不均勻之外，還必須注意以下要求：固有角頻率 Aggr. /2必須比例5中討論的值要小，或者低頻范圍的阻尼必須是液壓的。圖4.7中的a和b為其對(duì)比圖。圖4.7a,b 除了4沖程4缸直列發(fā)動(dòng)機(jī)總是存在的2階激勵(lì)外，不均勻 燃燒發(fā)動(dòng)機(jī)各缸的懸置力矩和由此附加產(chǎn)生的0.5和1階激 勵(lì). 發(fā)

34、動(dòng)機(jī)和整車數(shù)據(jù)見圖4.6.傳動(dòng)機(jī)構(gòu)耦合的影響迄今為止討論的例子都是傳動(dòng)機(jī)構(gòu)沒(méi)有耦合時(shí)的直線和角位移，現(xiàn)在取消這個(gè)假設(shè)，就慣性力和慣性力矩激勵(lì)而言，對(duì)底盤，懸置的作用力和力矩極限值是很重要的。這個(gè)值幾乎和耦合沒(méi)有關(guān)系，我們不再討論它們。另外就是各缸不均勻燃燒產(chǎn)生的燃燒激勵(lì)。 按圖4.7, 0.5激勵(lì)共振范圍與怠速轉(zhuǎn)速范圍重合。這樣耦合就有影響。如產(chǎn)生顛簸。在圖4.8中,給出了不耦合和耦合相互比較的情況。按圖a，耦合時(shí)懸置作用力FL產(chǎn)生。不耦合時(shí)，它為零。對(duì)懸置作用力矩則相反，耦合時(shí)值變小。起作用到什么程度，與整個(gè)振動(dòng)系統(tǒng)有關(guān)。圖4.8 a,b 0.5階燃燒力矩激勵(lì),動(dòng)力總成振動(dòng)系統(tǒng)不偶合和耦合對(duì)比. 發(fā)動(dòng)機(jī)和整車數(shù)據(jù)見圖4.65. 動(dòng)力總成參數(shù)5.1.慣性激勵(lì)參數(shù)為降低慣性力和力矩的動(dòng)力總成振動(dòng)參數(shù)是簡(jiǎn)單的，因?yàn)橹灰_定最低階激勵(lì)(對(duì)