發(fā)動機懸置系統(tǒng)設計

發(fā)動機懸置系統(tǒng)設計,1,培訓,發(fā)動機懸置系統(tǒng)設計,2,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(jié)構設計計算 總結(jié)懸置系統(tǒng)設計步驟 液體阻尼懸置介紹,3,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,4,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(zhuǎn)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,5,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,6,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,7,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,8,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 =F0ejt 響應振幅 A： A= F0k(1-2) +422)1/2 =p = c 2mp p=(km)1/2 作用于地基的力的幅值：,9,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(zhuǎn)質(zhì)量 pr =m1re2 往復質(zhì)量 pj =m1re2 (coset + cos2et) =r/l 總體合成：對直立四缸機有 pj II 六、八缸機有 pj=0,10,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(shù)可展開成富里哀級數(shù) Me=Mo + Mrsin(rt+r) =2/T 對單缸機而言: 多缸機而言，直立、四沖程發(fā)動機 f=ni/120 Hz n 發(fā)動機轉(zhuǎn)速 i 缸數(shù),11,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34個具有三維彈性的元件支承在剛性的、質(zhì)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(xiàn)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 Md2q/dt2 + Kq = 0 M質(zhì)量陣 K剛度陣 q廣義坐標列向量,12,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(shù)，其二次型表達式為： T=1/2dq/dtTMdq/dt 其勢能可以寫成廣義坐標函數(shù)，其二次型表達式為： U=1/2qTKq 這樣，就可得到6自由度振動微分方程式,13,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(shù)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,14,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x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,15,橡膠支承元件結(jié)構設計計算,彈性元件結(jié)構型式 壓縮型 剪切型 復合型 橡膠元件剛度計算 k = GFD G橡膠的靜態(tài)剪切模量 F和橡膠件形狀有關的系數(shù) D尺寸因素 G = G50H/(100-H) H為肖氏硬度,16,橡膠支承元件結(jié)構設計計算,橡膠元件剛度計算,17,橡膠支承元件結(jié)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,18,總結(jié),懸置系統(tǒng)設計步驟,19,液體阻尼懸置介紹,懸置系統(tǒng)理想特性要求 液阻元件結(jié)構介紹,