动力总成液压悬置元件的结构与动力学分析

中后对 Ξ 求导并求其极值点, 发现 kd 除在 Ξ= 0 的
最低点处其值等于 km 外, 一般随着 Ξ 的增加而增
加。当 Ξ 增大到一定值后, kd 趋近于 km + ke。此外,
当 Ξ 处于低值时, 小振幅情况下 kd 小于大振幅情
况下的 k d , 但当 Ξ 处于高值时, 情况正好相反, 小
振幅时的 k d 大于大振幅时的 kd 。对于角损失 Υ,
简言之, 理想的发动机悬置元件应在低频范围 有较大的动刚度和阻尼, 而在高频范围有低的动刚 度。 传统的橡胶悬置无法满足这样的要求, 70 年代 末出现的各种液压悬置元件则由于其显著的非线性 特征可以满足上述要求。 2 液压悬置动力学特性原理
各种液压悬置按其结构特点可分为简单节流孔 式、惯性通道式和惯性通道—解耦膜式等类别。为较
片的自由振动使上腔液体压力变化很小, 亦即 k e 接 近于零, 动刚度主要由 km 决定; 当悬置处于低频大 幅度振动时, 膜片大部分时间处于限位状态, 流体主 要通过惯性通道衰减能量, 这便是非解耦状态。图 4
图 2 动刚度变化特征
图 4 惯性通道—解耦膜式液压悬置力学模型
为了进一步降低惯性通道式液压悬置在高频段
的动刚度, 人们在上腔下部设置了一个解耦膜。该膜
片刚度很小, 其上下运动受到档板的限制, 仅能在小
振幅下自由运动。当悬置处于高频小幅度振动时, 膜
图 3 损失角变化特征
3 惯性通道—解耦膜式液压悬置的特点和构造 上述简单节流孔式液压悬置低频大振幅时的阻
(10)
式中: Κ—— 与通道壁面粗糙度有关的沿程阻尼系
数;
l —— 通道长度;
d ——水力直径。
对于具有惯性通道的液压悬置, 式 (4) kR 和 C 3 中的质量 m 不可忽略。观察式 (4) 可以看到, 当 Ξ→
∞时, kR →km + k e, 而当 Ξ= k e m R 2 时, kR 有一个 峰值。 复刚度模最大值出现的频率与此值接近。
(1)
m xβ0 = - C eqxα0 - k e (xα1 - x 2 + x 0 R ) R (2)
式中 R = A T A 0。 设车体运动 x 1 为零, 在M 上作用
简谐力 F 0ejΞt, 其响应为 x 2 = X 2ejΞt, x 0 = X 0ejΞt, 则由 (1)、(2) 式导得:
F 0 X 2 = km - M Ξ2 + j ΞCm +
R k e [ j ΞR C eq - R Ξ2m ] k e + j ΞR 2C eq - R 2Ξ2m
(3)
整理后得复刚度 kd 为:
k d = F 0 X 2 = kR + j ΞC 3
(4)
其中: kR = km - M Ξ2+
R
4 Ξ2C
理想的发动机悬置元件应满足多方面的要求。 为此, 其首要目标是将发动机自身产生的振动与车 体结构相隔离。以一个 4 缸直列发动机为例, 其运转 时的扰动频率大体在 25～ 200 H z, 相应地对悬置元 件的输入振幅在 011 mm 量级范围。 由于激振力向 结构传递的强度与悬置的刚度成正比, 因此, 为减小 振动传递, 发动机悬置在此“高频”范围应具有低的 动刚度。
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1999·1 专用汽车 Sp ecial Pu rpo se V eh icle
化。 经过推演, 上述条件下有:
是承载的主橡胶件, 其刚度为 km。 上室顶部发生位 移 ∃x 时, 上腔产生变形, 反抗其变形的三个力, 一 个是主橡胶件的弹簧反力 km ∃x , 一个是主橡胶件的 阻尼力 Cm ∃x ∃ t, 另一个是腔内液体压力变化所造 成的反力 A T ∃P T , 其中 A T 是上腔液体的当量截面 积。 如果我们定义上腔液力弹簧的刚度 ke 为
C eq =
∃E 3
ΠΞX
2 0
=
2ΞΠA 0ΦΘX 0
(7)
பைடு நூலகம்
式中, Φ= (1- Α R ) (1+ Α R ) 为压力损失系数, Α是
流量系数, Θ是流体密度。 从式中可以看到, 节流孔
的阻尼系数随液柱振幅 (与 X 2 相对应) 和振动频率 的增加而增加。
下面我们来比较传统橡胶悬置与上述简单节流
收稿日期: 1998212216
D esign of som e structure of L iqu if ied Ga s Tanker
Y U L i- jun et a l.
A bs tra c t: T he m ethod s and the effect s of som e st ructu re design im p rovem en t abou t liqu ified p et ro leum o il ga s ca rgo tank in h igh2w ay w ere d iscu ssed in deta il. It w a s show n tha t the w eigh t ro t io of liqu id to the tank w a s increa sed from 1. 46 to 1. 64 by decrea sing the shell’s th ickness from 14 to 12 mm fo r d iam eter of 2 000 mm , the stab ility of ca rgo tank w a s am p lified by select ing the 35 mm heigh t of the st radd le——m odel V and the safety w a s en su red by decrea sing ho lling on the tank such a s d rilling a ho le on ga s ou t flange in2 stead of on the tank fo r the nozzle of ga s p ressu re m eter.
2 eq
ke -
R 2Ξ2m (1 -
Ξ2 Ξm2 )
(1 - Ξ2 Ξm2 ) 2 + (R 2ΞC eq k e) 2
C3
=
R 4Ξ2m C eq k e + R 2C eq (1 - Ξ2 Ξm2 ) (1 - Ξ2 Ξm2 ) 2 + (R 2ΞC eq k e) 2
+
Cm
上述式中, Ξm2 = ke (m R 2)。 复刚度模和角损失分别 为:
由 (9) 式导得两个极值点, 一个是 Ξ= 0 处的最低点
Υ= 0°; 另一个是 Ξ=
4
k
2 e
Β2R
4X
2 0
(1+
ke
处的最高 km )
点, Υ= a rctg [ ΒΞ2R 2X 0 2km ]。可以看到, 小振幅时最
大损失角出现的频率高于大振幅时最大损失角出现
的频率。 此外, 大的 ke 值使最大损失角出现的频率 向高端推移。 图 2 和图 3 定性给出了传统橡胶悬置
A T ∃ P T ∃ x , 而上腔柔度为 ∃V T ∃ P T , 记作 C T , 则 k e
=
A
2 T
C T。在腔内液体所处的压力范围内, 液体可作
为不可压流体对待, ∃V T 的变化对应于液体通过节
流孔从上腔流入下腔或由下腔流入上腔。 下腔的柔
度一般很大, 其外界压力则是不变的大气压, 因此作
孔式液压悬置动力学特性的差别。对于传统悬置, 每
循环的能量消耗与频率无关, 其阻尼系数 Cm = Γkm Ξ。式中 Γ 是橡胶的损耗因子。因此, 对忽略M 影响
的橡胶悬置, 其 k d = km 1+ Γ2, Υ= a rctgΓ, 即其 kd 和 Υ均近似为常数。当然, 实际上弹簧不是完全
可不计质量, 因此随频率增加产生所谓“硬化”, 使动
kd =
km + 1+
ke
2
ke
2+
1 + k e (ΞR 2C eq)
ΞR 2C eq
2 12
1 + ΞR 2C eq 2
(8)
ke
Υ=
arctg km [ 1 +
ΞR 2C eq (ΞR 2C eq k e) 2 ] +
Ξ2R
4C
2 eq
ke
(9)
取式 (7) 中 A 0ΦΘ 2Π= Β, 则 C eq= ΒΞX 。 代入上述式
( ) 和简单节流孔液压悬置 ( ) 动刚度模和损失角
随频率和激振振幅变化的特征。
·21·
尼不够大。为了增加阻尼, 采取了变节流孔为一个流
体在上下腔内能进行振荡的惯性通道。 这样在每周
期中流体运动所损失的能量不仅来自于局部阻尼损
失, 还来源于沿程阻尼力损失。 此时, 当量阻尼系数
C eq为:
C eq = 2ΞΠ(A 0ΦΘX 0 + m2dΚl) = ΦΞ
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动力总成液压悬置元件的结构与动力学分析
华中理工大学 李楚琳 金国栋 东风汽车公司 蒋学锋 陶健民
[ 摘 要 ] 为改善汽车的平顺性和噪声传递, 车用动力总成的安装已越来越多地采用液压悬置结构。 本 文首先从原理上介绍液压悬置的动力学特性, 并着重分析三种惯性通道—解耦膜式液压悬置元件的构造和 特点, 最后给出这三种元件的动特性试验结果。