發(fā)動機懸置系統(tǒng)設計

發(fā)動機懸置系統(tǒng)設計1第1頁，共19頁，2023年，2月20日，星期一介紹概說設計考慮支承布置方案隔振分析計算橡膠支承元件結構設計計算總結――懸置系統(tǒng)設計步驟液體阻尼懸置介紹2第2頁，共19頁，2023年，2月20日，星期一概說懸置系統(tǒng)的歷史發(fā)展和作用設計的重要性懸置設計的含意3第3頁，共19頁，2023年，2月20日，星期一設計考慮要從隔振、防震的角度來考慮振源來自兩個方面-發(fā)動機自身的振動-來自路面或輪胎不平衡輸入激勵支承重量承受各種負荷，如汽車加速、制動、轉彎時的慣性力，發(fā)動機反扭矩容納發(fā)動機一定運動注意使用環(huán)境――高溫、高寒、油污等注意動力總成的靜變矩有足夠的使用壽命4第4頁，共19頁，2023年，2月20日，星期一支承布置方案三點式――V形布置前兩點后一點呈對稱用于輕型FR車FF車三點無規(guī)律5第5頁，共19頁，2023年，2月20日，星期一支承布置方案四點式――V形布置前兩點后兩點，用于較重的發(fā)動機6第6頁，共19頁，2023年，2月20日，星期一支承布置方案支點位置初選

彎曲振動節(jié)點打擊中心理論7第7頁，共19頁，2023年，2月20日，星期一隔振分析計算單自由度振動系統(tǒng)隔振原理

強迫振動微分方程

m(d2x/dt2)+c(dx/dt)+kx=F0ejωt

響應振幅A：

A=F0∕[k((1-λ2)+4ζ2λ2)1/2]

λ=ω∕pζ=c∕2mpp=(k∕m)1/2

作用于地基的力的幅值：8第8頁，共19頁，2023年，2月20日，星期一隔振分析計算激振源頻率成份分析發(fā)動機的干擾力和力矩1)慣性力引起的干擾力旋轉質量pr=m1rωe2

往復質量pj=m1rωe2

(cosωet+λcos2ωet)λ=r/l總體合成：對直立四缸機有pjII六、八缸機有pj=09第9頁，共19頁，2023年，2月20日，星期一隔振分析計算2)工作過程不均衡引起的干擾力矩Me呈周期化的變化周期函數可展開成富里哀級數Me=Mo+ΣMrsin(rωt+φr)[ω=2π/T]對單缸機而言:多缸機而言，直立、四沖程發(fā)動機f=n?i/120Hzn－發(fā)動機轉速i－缸數10第10頁，共19頁，2023年，2月20日，星期一隔振分析計算振動模型簡化理論基礎

發(fā)動機振動模型是以剛體彈性支承理論作為基礎，認為發(fā)動機是一空間自由剛體，通過3～4個具有三維彈性的元件支承在剛性的、質量為無限的機架上，它具有6個自由度運動（圖示），它已被汽車工程界廣為接受，且有較好的效果。為了計算方便，現導出其矩陣形式的振動微分方程式無阻尼自由振動運動微分方程式，一般具有如下形式

[M]{d2q/dt2}+[K]{q}=0[M]－質量陣[K]－剛度陣{q}－廣義坐標列向量11第11頁，共19頁，2023年，2月20日，星期一隔振分析計算振動模型簡化理論基礎振動系統(tǒng)的動能可以寫成廣義速度的函數，其二次型表達式為：T=1/2{dq/dt}T[M]{dq/dt}其勢能可以寫成廣義坐標函數，其二次型表達式為：U=1/2{q}T[K]{q}這樣，就可得到6自由度振動微分方程式12第12頁，共19頁，2023年，2月20日，星期一隔振分析計算發(fā)動機子系統(tǒng)與整車匹配

1)隔振與解耦

數學上理解運動學上的理解在一定條件，解耦對于隔振只是一種用起來方便的措施用計算機尋優(yōu)的方法可以解決

13第13頁，共19頁，2023年，2月20日，星期一隔振分析計算發(fā)動機子系統(tǒng)與整車匹配2)系統(tǒng)的匹配考慮發(fā)動機激勵，繞θx的固有頻率要比發(fā)動機怠速激勵頻率低至少為1/√2至1/2考慮路面，要注意避開車架一彎、一扭和車橋的頻率系統(tǒng)要解耦14第14頁，共19頁，2023年，2月20日，星期一橡膠支承元件結構設計計算彈性元件結構型式

壓縮型剪切型復合型橡膠元件剛度計算k=G?F?DG－橡膠的靜態(tài)剪切模量F－和橡膠件形狀有關的系數D－尺寸因素G=G50?H/(100-H)H為肖氏硬度15第15頁，共19頁，2023年，2月20日，星期一橡膠支承元件結構設計計算橡膠元件剛度計算16第16頁，共19頁，2023年，2月20日，星期一橡膠支承元件結構設計計算元件的材料和許用應力

大多用天然膠，特殊情況用合成膠元件損壞在于疲勞，平均應變對疲勞壽命影響很大，拉伸工作對元件壽命很不利許用應力許用應變壓縮100～150N/cm215～