发动机悬置系统设计
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[M]{d2q/dt2} + [K]{q} = 0
[ M]－质量阵
[K]－刚度阵 {q}－广义坐标列向量
2
隔振分析计算
振动模型简化理论基础
振动系统的动能可以写成广义速度的函数，其二 次型表达式为：
T=1/2{dq/dt}T[M]{dq/dt}
其势能可以写成广义坐标函数，其二次型表达式 为：
U=1/2{q}T[K]{q}
率 系统要解耦
5
橡胶支承元件结构设计计算
弹性元件结构型式
压缩型 剪切型 复合型
橡胶元件刚度计算
k = G•F•D G－橡胶的静态剪切模量 数F－和橡胶件形状有关的系 D－尺寸因素 H为肖氏G =硬G度50•H/(100-H)
6
橡胶支承元件结构设计计算
橡胶元件刚度计算
7
橡胶支承元件结构设计计算
7
支承布置方案
支点位置初选
弯曲振动节点 打击中心理论
8
隔振分析计算
单自由度振动系统隔振原理
强迫振动微分方程
m(d2x/dt2)
响应振幅 A：
+
c(dx/dt)
+kx
=F0ejωt
A= F0∕[k((1-λ2) +4ζ2λ2)1/2]
λ=ω∕p ζ= c ∕2mp
p=(k∕m)1/2
作用于地基的力的幅值：
Me=Mo + ΣMrsin(rωt+φr) [ω=2π/T]
对单缸机而言: 多缸机而言，直立、四冲程发动机
f=n•i/120 Hz n － 发动机转速 i － 缸数
1
隔振分析计算
振动模型简化理论基础
发动机振动模型是以刚体弹性支承理论作为基础，认为发动机 是一空间自由刚体，通过3～4个具有三维弹性的元件支承在刚性的、 质量为无限的机架上，它具有6个自由度运动（图示），它已被汽车工 程界广为接受，且有较好的效果。 为了计算方便，现导出其矩阵形式的振动微分方程式 无阻尼自由振动运动微分方程式，一般具有如下形式
支承重量 承受各种负荷，如汽车加速、制动、转弯时的惯性力
，发动机反扭矩 容纳发动机一定运动 注意使用环境――高温、高寒、油污等 注意动力总成的静变矩 有足够的使用寿命
5
支承布置方案
三点式――V形布置前两点后一点呈对称用于轻型FR车 FF车三点无规律
6
支承布置方案
四点式――V形布置前两点后两点，用于较重的发动机
这样，就可得到6自由度振动微分方程式
3
隔振分析计算பைடு நூலகம்
发动机子系统与 整车匹配
1)隔振与解耦
数学上理解
运动学上的理解 在一定条件，解耦 对于隔振只是一种用起 来方便的措施 用计算机寻优的方法 可以解决
4
隔振分析计算
发动机子系统与整车匹配
2)系统的匹配 考虑发动机激励，绕θx的固有频率要比发动机怠
速激励频率低至少为1/√2至1/2 考虑路面，要注意避开车架一弯、一扭和车桥的频
元件的材料和许用应力
大多用天然胶，特殊情况用合成胶 元件损坏在于疲劳，平均应变对疲劳寿命影响很大， 拉伸工作对元件寿命很不利
压缩 剪切
许用应力
100～150N/cm2 10～20N/cm2
许用应变
15～20％ 20～30％
发动机悬置系统设计
2
介绍
概说 设计考虑 支承布置方案 隔振分析计算 橡胶支承元件结构设计计算 总结――悬置系统设计步骤 液体阻尼悬置介绍
3
概说
悬置系统的历史发展和作用 设计的重要性
悬置设计的含意
4
设计考虑
要从隔振、防震的角度来考虑振源来自两个 方面
- 发动机自身的振动
- 来自路面或轮胎不平衡输入激励
9
隔振分析计算
激振源频率成份分析
发动机的干扰力和力矩
1) 惯性力引起的干扰力
旋转质量 pr =m1rωe2 cos2ωet) 往复质量 pj =m1rωe2 (cosωet +λ
λ =r/l
总体合成：对直立四缸机有 六、八缸机有
pj II pj=0
0
隔振分析计算
2) 工作过程不均衡引起的干扰力矩 Me呈周期化的变化 周期函数可展开成富里哀级数
[ M]－质量阵
[K]－刚度阵 {q}－广义坐标列向量
2
隔振分析计算
振动模型简化理论基础
振动系统的动能可以写成广义速度的函数，其二 次型表达式为：
T=1/2{dq/dt}T[M]{dq/dt}
其势能可以写成广义坐标函数，其二次型表达式 为：
U=1/2{q}T[K]{q}
率 系统要解耦
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橡胶支承元件结构设计计算
弹性元件结构型式
压缩型 剪切型 复合型
橡胶元件刚度计算
k = G•F•D G－橡胶的静态剪切模量 数F－和橡胶件形状有关的系 D－尺寸因素 H为肖氏G =硬G度50•H/(100-H)
6
橡胶支承元件结构设计计算
橡胶元件刚度计算
7
橡胶支承元件结构设计计算
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支承布置方案
支点位置初选
弯曲振动节点 打击中心理论
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隔振分析计算
单自由度振动系统隔振原理
强迫振动微分方程
m(d2x/dt2)
响应振幅 A：
+
c(dx/dt)
+kx
=F0ejωt
A= F0∕[k((1-λ2) +4ζ2λ2)1/2]
λ=ω∕p ζ= c ∕2mp
p=(k∕m)1/2
作用于地基的力的幅值：
Me=Mo + ΣMrsin(rωt+φr) [ω=2π/T]
对单缸机而言: 多缸机而言，直立、四冲程发动机
f=n•i/120 Hz n － 发动机转速 i － 缸数
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隔振分析计算
振动模型简化理论基础
发动机振动模型是以刚体弹性支承理论作为基础，认为发动机 是一空间自由刚体，通过3～4个具有三维弹性的元件支承在刚性的、 质量为无限的机架上，它具有6个自由度运动（图示），它已被汽车工 程界广为接受，且有较好的效果。 为了计算方便，现导出其矩阵形式的振动微分方程式 无阻尼自由振动运动微分方程式，一般具有如下形式
支承重量 承受各种负荷，如汽车加速、制动、转弯时的惯性力
，发动机反扭矩 容纳发动机一定运动 注意使用环境――高温、高寒、油污等 注意动力总成的静变矩 有足够的使用寿命
5
支承布置方案
三点式――V形布置前两点后一点呈对称用于轻型FR车 FF车三点无规律
6
支承布置方案
四点式――V形布置前两点后两点，用于较重的发动机
这样，就可得到6自由度振动微分方程式
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隔振分析计算பைடு நூலகம்
发动机子系统与 整车匹配
1)隔振与解耦
数学上理解
运动学上的理解 在一定条件，解耦 对于隔振只是一种用起 来方便的措施 用计算机寻优的方法 可以解决
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隔振分析计算
发动机子系统与整车匹配
2)系统的匹配 考虑发动机激励，绕θx的固有频率要比发动机怠
速激励频率低至少为1/√2至1/2 考虑路面，要注意避开车架一弯、一扭和车桥的频
元件的材料和许用应力
大多用天然胶，特殊情况用合成胶 元件损坏在于疲劳，平均应变对疲劳寿命影响很大， 拉伸工作对元件寿命很不利
压缩 剪切
许用应力
100～150N/cm2 10～20N/cm2
许用应变
15～20％ 20～30％
发动机悬置系统设计
2
介绍
概说 设计考虑 支承布置方案 隔振分析计算 橡胶支承元件结构设计计算 总结――悬置系统设计步骤 液体阻尼悬置介绍
3
概说
悬置系统的历史发展和作用 设计的重要性
悬置设计的含意
4
设计考虑
要从隔振、防震的角度来考虑振源来自两个 方面
- 发动机自身的振动
- 来自路面或轮胎不平衡输入激励
9
隔振分析计算
激振源频率成份分析
发动机的干扰力和力矩
1) 惯性力引起的干扰力
旋转质量 pr =m1rωe2 cos2ωet) 往复质量 pj =m1rωe2 (cosωet +λ
λ =r/l
总体合成：对直立四缸机有 六、八缸机有
pj II pj=0
0
隔振分析计算
2) 工作过程不均衡引起的干扰力矩 Me呈周期化的变化 周期函数可展开成富里哀级数