發(fā)動機激勵的整車振動

1、發(fā)動機激勵的整車振動Motorerregte Fahrzeugschwingungen車輛行駛在平坦的路面上或怠速運轉時，只有發(fā)動機本身是激振振源在發(fā)動機中，準確地說是在往復活塞式發(fā)動機中，由于反復做上下運動的活塞和燃燒過程，產(chǎn)生了附加力和扭矩，它們通過動力總成懸置(主要是橡膠元件)激發(fā)汽車底盤的振動。由此產(chǎn)生的振動和噪聲將對車箱內乘員產(chǎn)生不利影響。 下面首先介紹激振源和激勵振動的成因，接著是激勵振動的影響，最后講述連接作用在發(fā)動機和底盤之間的動力總成懸置，見圖1.1。作用在發(fā)動機上的主要激振力為Fz和圍繞曲軸中心線的力矩Mx,有時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)動機的激振力和激振力矩 如圖所示，X軸與曲軸中心線相同，對于發(fā)動機縱向布置在整車上的車輛來說，該軸與車輛的縱軸方向一致。對大多數(shù)的前輪驅動車輛來說，X軸相當于車輛的橫軸。對發(fā)動機來說，Z軸方向與直列發(fā)動機的汽缸中心線相一致，與V型發(fā)動機汽缸中心線角分線相一致。當發(fā)動機斜置時，發(fā)動機的Z軸與車輛的Z軸不一致 發(fā)動機激勵可分為慣性和燃燒激勵。下面先介紹單缸機，然后介紹多缸機.單缸發(fā)動機激勵1.1.曲柄機構運動 見圖.2a，對于曲柄機構的運動，可以用連桿大頭長度l和曲柄半徑r(沖程s=2r)建立曲軸轉角 和活塞行程k的運動關系式: 角 和 之間的關系可由距離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，活塞行程可以由下式描述：-(1.2)假如曲軸角速度為常數(shù)，曲軸轉角將與時間成正比，則有：-(1.3) 對式(1.2)求導，可得到活塞速度方程式： 加速度方程式： -(1.4)a.曲柄機構運動b.曲柄機構受力分析圖.2發(fā)動機曲柄機構運動和受力分析圖1.3給出了連桿無限長(p=0)時和有限長( p=0.3 ) 時的活塞行程，速度及加速度圖1.3.活塞運動與曲軸轉角1.2慣性力慣性力Fz等于質量ms乘以（1.4）式中的加速度,作用在動力總成懸置上。慣性力中的質量ms包括活塞

4、質量，活塞環(huán)和活塞銷質量，1/31/4的連桿質量. 慣性力與角速度的平方成正比也可以認為發(fā)動機轉速nm以兩種激勵頻率激發(fā)發(fā)動機振動，其一為一階振動頻率1*和二階振動頻率*1.3慣性力矩除了慣性力之外，還有一個慣性力矩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B的兩個分力，即一個徑向分力和一個垂直切向分力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。這兩個慣性力矩形成的力偶將使發(fā)動機朝與發(fā)動機旋轉方向相反的方向傾倒。將式(1.5)中的慣性力Fz代入到式(1

5、.6)中，可以得到慣性力矩Mxm(添加的符號m表示質量)新的表達式。-(1.7)由此，慣性力矩Mxm的數(shù)值大小也和慣性力一樣，由往復運動質量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)動機轉速的平方確定與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不同階的幅值。1.4 燃燒力矩在燃燒過程中缸內產(chǎn)生一個作用于活塞上的力，該力等于燃燒壓力Pzyl乘以活塞面積Ak,它對外沒有影響，因為只直接作用在缸蓋上，因而可有下式：Fzg=0 -(1.8)(Fzg中附加的符號g含義為氣體)-(1.9)燃燒力矩-只來源于燃燒氣體壓力，作用在燃燒室中并最終作用在動力總成懸

6、置上。根據(jù)式(1.6),該力矩為：慣性力和慣性力矩的周期都是360o曲軸轉角，燃燒壓力則不同，其周期與發(fā)動機沖程形式有關，兩沖程發(fā)動機的周期為360o曲軸轉角，四沖程發(fā)動機的周期為720o曲軸轉角。對四沖程發(fā)動機，一般常將周期定為轉，也就是360o曲軸轉角，因此產(chǎn)生了半階振動頻率0.5* , 一階半振動頻率1.5*等等。對于兩沖程發(fā)動機不存在這種情況。使用用復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正弦激振波的振動幅值和相位角，i=0.5,1.0,1.5,圖1.4給出了燃燒力矩Mxg和慣性力矩Mxm的波形對比。圖.1.4單缸四沖程發(fā)動機氣

7、體力矩曲線為了評估各階諧波的作用，可以利用一個相對簡單的矩形函數(shù)替 -（1.11）代上述相對復雜的氣體力矩曲軸轉角曲線。四沖程發(fā)動機的評估結果可見圖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)動機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)動機綜合激振力矩由圖(1.1)可知，單杠發(fā)動機綜合激振力和激振力矩包括兩部分，即Fz和Mx。其中Fz只來源于慣性力矩，而不是來源于燃燒，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

8、原則上可分為兩個不同的部分。與燃燒有關的部分只與平均扭矩和燃燒過程有關，燃燒過程決定了a1,a2,a3，; 1,2,3,，但和轉速無關。此外，慣性力矩則只與轉速nm()有關,正確地說只與轉速的平方()有關，與Mx及燃燒無關。2. 四沖程缸直列發(fā)動機的激振力和激振力矩 作為動力總成，單缸發(fā)動機對整車是沒有意義的，但對發(fā)動機激振振動的導入和理論計算確是有用的。本節(jié)將介紹四沖程缸發(fā)動機的激振問題。 為了簡化影響因素，假設每缸的活塞質量ms,曲柄半徑r和連桿比p都是相等的，這個假設在實際生產(chǎn)中幾乎100%可以達到。按照曲柄順序，考慮每缸之間夾角，將力和力矩進行矢量疊加。對于直列缸發(fā)動機，按表1.1，第

9、2缸和第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,和燃燒無關，因此也和燃燒激振力(四-或二沖程)無關，按表1.1曲拐位置可以得出如下結果，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)動機上的1階慣性力不存在，2階慣性力相疊加，這一結果可以從表1.1第3行第3列的矢量疊加圖中直觀地看出來。在裝用直列4缸發(fā)動機的車輛上，2階慣性力是影響乘客舒適性，即影響整車振動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，即通過整車包括發(fā)動機和懸置這個振動系統(tǒng)來加以解決。圖.2.1.平衡軸機構，用于平

10、衡直列4缸發(fā)動機2階慣性力對4缸發(fā)動機，可以加裝轉速為曲軸轉速2倍的平衡軸將2階慣性力降低到零，見圖2.1,結果見1.2.在圖1.2a上，在頻率27Hz處，沒有平衡軸的發(fā)動機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，因為該處不僅存在2階慣性力，也存在其他階的慣性力和氣體力矩）。圖.2.2.b.垂直加速度幅值對比在發(fā)動機橫梁上測量，直列四沖程4缸發(fā)動機怠速轉速8001/min(2階激振頻率約為27Hz)a.無平衡軸b有平衡軸2.2.慣性力矩和燃燒力矩直列4缸發(fā)動機慣性力矩Mxm可見表1.1第3列最后1行,最終形式：-(2.

11、4) 這里存在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方法利用平衡軸機構補償，不過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)動機氣體力矩a.矩形函數(shù)得到的氣體力矩曲軸轉角近似值；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)動機，對于4缸發(fā)動機其值為單缸發(fā)動機的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階力矩的相關幅值。在矢量圖a中，當燃燒力矩

12、Mxg的幅值a2和相位角2為常量，慣性力矩Mxm的幅值(1/2msr)隨發(fā)動機轉速nm(或)而變化。所以發(fā)動機低速運轉時氣體力矩是主要部分，高速運轉時慣性力矩是主要部分。按圖b，總 圖2.4.a-e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為變量時的2階力矩矢量圖b綜合力矩Mx與轉速的關系曲線c.相對于曲軸轉角的特性曲線d.階數(shù)分析e.恒定慣性力矩和燃燒力矩變化時的2階力矩矢量圖的2階力矩Mx在一個確定的轉速時有一個最小值，這個最小值與燃燒力矩的幅值有關，在矢量圖中很容易清楚看到。？在圖c和圖d中給出了不同轉速下1階力矩幅值與曲軸轉角關系的特性曲線。在矢量

13、圖e上給出了當慣性力矩為常量時，燃燒力矩的變換情況。對多缸發(fā)動機還必須注意y軸的力矩問題。見圖1.1，但是只考慮慣性力矩即可。源自燃燒的力矩為零，因為氣體力總是作用在汽缸蓋和活塞上，對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)動機重心，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)動機y軸的慣性力矩Mym2.3 工況特性對慣性力Fz和慣性力矩Mxm=My,當激振幅值只與激振頻率的平方(發(fā)動機轉速的平方)成正比時，燃燒力矩Mzg的幅值和激振頻率的關

14、系與整車工況有關。這里首次必須同時關注整車。圖2.6 下列參數(shù)條件下，驅動力矩速度示意圖，整車參數(shù) 發(fā)動機特性質量910kg 怠速轉速 900min-1輪胎半徑0.3m 最高轉速 6540min-1迎風面積1.9m2最大功率 64Kw滾動阻力0.01 對應轉速 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主傳動比iA 4 0.95從靜態(tài)力矩開始。在圖2.6中作為一個例子給出了熟悉的牽引力速度示意圖。此圖中的一部分，對5檔的每一個檔位給出了作用于驅動輪的最大力矩 MR和相對應

15、的車速；另一部分為在平坦路面上勻速行駛。從中可以看出, 驅動力矩與車速同所選檔位和發(fā)動機轉速有關。對前輪驅動汽車，當發(fā)動機、變速箱和主傳動器視為一個動力總成模塊時，此驅動力矩 MR 合并，全部被動力總成懸置承受 。動力總成力矩Maggr，當忽略中間損失時等于MR，對4缸直列四沖程發(fā)動機等于式(2.5)的平均值。對前輪驅動汽車也可用下式表示：其中ik=i*iA(Ig:變速箱速比；iA：主傳動比)，這個公式對后置發(fā)動機后輪驅動的汽車也適用。對流行的標準驅動方式(發(fā)動機和變速箱在前，主傳動器及驅動輪在后)，由于主傳動器速比之后的力矩不作用在動力總成懸置上，因此對標準驅動方式必須使用下式：另一部分是動

16、態(tài)燃燒力矩，為了便于分析，在圖2.7中將發(fā)動機和傳動裝置分開畫出，分別由各自的懸置支撐。現(xiàn)在按式(1.3.a),并假設n=常數(shù)(通過一個無限大的飛輪調節(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)動機模塊上的除了靜態(tài)力矩還有動態(tài)力矩，例如對于直列4缸四沖程發(fā)動機，按式(2.6)為2階力矩:a2sin(2t+)。上述靜態(tài)力矩和動態(tài)力矩必須由發(fā)動機懸置承受，并且動態(tài)力矩將激發(fā)底盤的振動。按上述假設，傳動裝置只有常量輸入力矩沒有動態(tài)激振力矩，懸置也只承受靜態(tài)力矩而不承受動態(tài)力矩。圖2.7底盤承受的力和力矩，發(fā)動機和變速箱分開畫出，各由個懸置支撐現(xiàn)在可以總結出，幾乎所有的汽車其發(fā)動機

17、和變速箱都可以構成一個動力總成，按式(2.8),動力總成懸置必須承受靜態(tài)力矩Maggr，來自燃燒力和慣性加速度的動態(tài)力矩，其值可由下式表達：對這種動態(tài)激勵，傳動器的速比ik不應考慮在內！實際上，由于飛輪的尺寸有限，發(fā)動機轉速n()常數(shù)，并且發(fā)動機的輸出力矩等于傳動器的輸入力矩，因此也等于傳動器的輸出力矩。與之相對應，按圖2.7這些懸置也將承受動態(tài)負荷。作用于傳動器懸置上的力矩大小與整個傳動系統(tǒng)的動態(tài)特性有關。從=常數(shù)到常數(shù)，慣性力Fz和慣性力矩Mxm也變化,不過差別很小。對動力總成的激勵力矩，前輪驅動汽車可按式(2.6)和式(2.8a)計算：-(2.9)對標準的前置發(fā)動機后輪驅動， ik=i對

18、慣性力，動態(tài)部分也不會通過傳動機構傳遞，如前面式(2.3)所示。圖 2.8作用在直列4缸四沖程發(fā)動機前輪驅動動力總成上 的2階激勵(數(shù)據(jù)來自圖2.6 5檔，行駛在平坦路面，前輪驅動其他數(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階激勵和相關激勵頻率的關系。正如已經(jīng)多次強調的，源自于慣性力和慣性力矩的激勵幅值隨頻率或發(fā)動機轉速的平方的提高而提高，也隨燃燒力矩的提高而提高，但是燃燒力矩和轉速沒有直接的關系，而是與隨車速而升高的風阻系數(shù)平方成正比。除了行駛過程中的振動激勵之外，還存在車輛靜止、發(fā)動機怠速工況時的(例如一個紅燈前)

19、激勵。這時發(fā)動機轉速很低，慣性作用較小，扭轉激勵的主要成分是燃燒力矩。當然燃燒力矩的幅值也很小，不過當有較大的附件輪系負荷或自動變速箱蠕動工況時，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)動機相比，直列4缸發(fā)動機燃燒時不存在0.5階，1階和1.5階的振動激勵。但是對于不均勻燃燒而言，這些階的振動激勵都存在。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階振動激勵力矩。由圖2.9.b可見，點火間距360o=的2個缸之間出現(xiàn)了微小力矩差，由此將產(chǎn)生1階振動激勵力矩，但并不會產(chǎn)生0.5階和1.5階激勵力矩。階力

20、矩在2種工況都有，但與均勻燃燒相比幅值有些變化。圖2.10給出了一個氣缸不均勻燃燒的測量結果，對所有直列4缸發(fā)動機的工況，可以見到2階和1階激勵力矩(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階振動較大，0.5階振動也很清楚。3.多缸發(fā)動機在表3.1中給出了其他多缸發(fā)動機慣性力Fz和慣性力矩Mxm和Mym，燃燒力矩Mrg按給定的點火間距，缸內均勻燃燒時，用圖2.3進行評價，不均勻燃燒時用圖2.9進行評價。4.對車身的振動激勵從前面各章可以看出，往復活塞式發(fā)動機工作時將產(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車身振動的影響，解

21、釋的重點放在連接動力總成（發(fā)動機和變速箱）和車身之間的動力總成懸置（大多為橡膠軟墊）及其布置。為了簡化問題，假設車身為剛性，以便于通過彈性底盤確定動力總成系統(tǒng)的固有頻率。按照這種假設，不必計算車身的變形，只考慮作用在其上的力和力矩即可。4.1振動系統(tǒng)模型圖4.1為前橫置發(fā)動機前輪驅動系統(tǒng)的振動模型，從中可以看出，相對于曲軸軸向方向的綜合振動激勵力矩Mx和Maggr包括慣性力矩Mxm和燃燒力矩 Mxg 的動態(tài)部分，此 外與計算有關的參數(shù)還有垂直作用在車身上的慣性力Fz，動力總成重心Saggr距離ex。其中maggr為動力總成質量，Jaggr為轉動慣量，個自由度Zaggr和aggr ，3個懸置特性

22、通過Cui,Kmi和Li表 示 ，動力總成重心和前軸之間距離為ax。振動系統(tǒng)忽略 了座位 1人，2個輪胎上的車身質量為2mx，,輪距l(xiāng)。路面不平度激勵頻率范圍在025Hz之間，發(fā)動機激振頻率則高得多，商用車發(fā)動機轉速范圍在9006000min-之間，表3.1給出了相關階的頻率范圍。直列4缸發(fā)動機 2階 30至200Hz 4 階 60至400Hz直列6缸發(fā)動機 3階 45至300Hz 6 階 90至600Hz對于均勻燃燒，慣性力矩頻率范圍與上述范圍一致，對于不均勻燃燒，可按第2.4節(jié)確定，這時的頻率范圍較低,發(fā)動機轉速900min-時直列4缸發(fā)動機的0.5階最小激勵頻率為7.5Hz。根據(jù)圖4.1

23、可列出向量和矩陣微分方程： -(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)動機懸置阻尼有區(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相關參數(shù)的計算，發(fā)動機激勵的位移公式可參照式(4.1)，位移矢量x按式(4.2)僅激勵矢量B現(xiàn)在以下式代替: -(4.13)4.2彈性動力總成懸置的優(yōu)勢根據(jù)以前我們的經(jīng)驗可以知道，對路面不平度的激勵，當動力總成和車身之間是剛性支撐時(Ci=)

24、,對顛簸效果特別好，但是也意味著這種情況對發(fā)動機激勵是不利的。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比，在高頻區(qū)域，與車身剛性連接時，將激勵出高的加速度，底盤振動強烈，形成大的噪音。除了強度原因之外，這也是使用彈性懸置的理由。圖4.2剛性和彈性動力總成支撐對比4.3 對底盤的激勵在按上面的公式討論一般情況之前，下面先簡單介紹需要注意的事項，這有助于加快對主要東西的理解。按以前的理論，如果想得到好的降噪效果，激振頻率必須遠遠大于系統(tǒng)的固有頻率。這里需要考慮最小發(fā)動機轉速和最小振動階數(shù)。前面給出的動力總成系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)振動模型有2個固有頻率，即按式(4.6)得到的agg

25、r.z和按式(4.7) 得到的aggr. 。為此必須滿足以下2式：21/2aggr.z和 21/2aggr.。 - (4.14)對慣性作用總是滿足這種情況(例如直列4缸四沖程發(fā)動機的2階振動)，對燃燒力矩，各缸均勻燃燒時也滿足。各缸不均勻燃燒時，例如形成的0.5階激勵振動 ，它經(jīng)常是不滿足的。除特殊情況之外，激勵頻率一般大于aggr.z和aggr.，同時遠遠大于車身的固有頻率2，因此可以假設，車身的位移對于動力總成的位移可以忽略不計。即有：為了計算方便，可以將振動系統(tǒng)加以簡化，見圖4.3a,同時方程式組也得以簡化并得到如下形式：圖4.3 a 相對于圖4.1簡化的振動系統(tǒng); b 動力總成懸置負荷

26、FL和ML在式(4.20)和(4.21)中，對阻尼系數(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是沒有意義的。在第4章開始已經(jīng)介紹過，對于高的激勵頻率車身不再是剛性物體，也必須將其作為一個有一定彎曲和扭轉頻率的彈性體加以考慮。對于車身而言，底盤上的每一點的加速度明顯是不一樣的。為了避免對底盤建立模型，按圖4.3b，僅考慮作為最終結果的懸置力FL、懸置力矩ML:(4.24)幅值的計算如下，通過發(fā)動機的激勵，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

27、波函數(shù)。對于線性系統(tǒng)，每一個分振動系統(tǒng)可以單獨處理，作為例子，其第I階慣性力為：對直列4缸發(fā)動機而言，只存在2階慣性力矩，即i=2,其幅值按式(2.3)計算或查表3.1，可得如下結果：(4.26)(4.25)圖4.4作為例子給出了直列4缸四沖程發(fā)動機在2階慣性力Fz激勵作用時，懸置承受的交變力幅值與激振頻率（發(fā)動機轉速n）函數(shù)的特性曲線。在這種情況下，最小發(fā)動機轉速900min-1=15s-1,相應的2階最低激振頻率為30Hz,這一數(shù)值超過了固有頻率 aggr.z2 ,共振現(xiàn)象不會出現(xiàn)。圖4.4 2階慣性力作用時懸置作用力的幅值4.3.1近漸線實際中絕大多數(shù)的情況是激勵頻率大于固有頻率,對于這

28、種狀態(tài)可以通過求極限值近似獲得特性曲線。由此獲得的這些值用一般的公式就可以描述,并且從中很容易導出動力總成懸置的計算限值。從式(4.16)至式(4.21),對大部分激振頻率,懸置作用力幅值都很復雜。(4.27)(4.28)特殊情況下,動力總成系統(tǒng)去耦,C=0,K=0,這時懸置的作用力僅與慣性力Fzi成比例。與此同時,懸置作用力矩MLi僅與( Fziex-Mxi)成比例。在表4.1中,編輯出了相對于懸置負荷真實幅值的極限值,也就是漸進值，并按發(fā)動機的3個基本激勵：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。慣性力激勵時,對具有液力阻尼的液壓懸置

29、而言,懸置負荷隨發(fā)動機轉速的升高而升高。對橡膠阻尼而言,它為常數(shù),因此對底盤的激勵和車箱內部噪音比較有利。此外，除像膠阻尼外，實現(xiàn)較低的動力總成固有頻率aggr,z和aggr,總是有利的。在穩(wěn)定的燃燒激勵作用下,液力阻尼時,懸置作用力矩隨發(fā)動機轉速的上升而降低,橡膠阻尼時隨發(fā)動機轉速的平方而降低?？紤]在2.3節(jié)所述的”工況特性”,在平坦路面行駛時,與風阻系數(shù)相對應的發(fā)動機力矩隨車速V,也就是動態(tài)燃燒力矩激勵隨發(fā)動機轉速的平方成正比。所以對液力阻尼而言,懸置力矩隨(1/nM.nM2= nM)升高而升高;對橡膠阻尼而言 ,由于 (1/nM2.nM2=1),懸置力矩不會升高,因此在這種狀態(tài)下,也是橡

30、膠阻尼好。圖4.5 動力總成懸置負荷漸近線曲線 a.懸置阻尼為液力阻尼 b.橡膠阻尼4.3.2 應用舉例以直列4缸四沖程發(fā)動機為例，按表4.1以及相關假設，計算懸置負荷的極限值。懸置作用力FL由慣性力FZ激勵產(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，見式(2.10)，這里考慮2階和4階振動，對橡膠阻尼，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

31、獨起作用，所以每一階的極限值為：4.4一般情況下面將討論按圖4.1所示完整振動系統(tǒng)(包括車身和懸掛質量)的結果。為了達到這個目的，可以使用圖4.3a“簡單振動”的結果，作為評價參數(shù)，懸置作用力矩ML和作用力 Fz 為對底盤振動的激勵再一次被提出來。在圖4.6中給出了2階慣性激勵力矩和燃燒激勵力矩幅值相對于發(fā)動機轉速或者2階激勵頻率的關系，驗證表明，整個系統(tǒng)的極限值等于表4.1給出的簡單系統(tǒng)的值。由此可以得出一個基本的結論：橡膠阻尼效果優(yōu)于液壓阻尼，發(fā)動機的固有頻率應盡可能的低。按圖2.6在平坦路面行駛時，對源于燃燒力矩的懸置作用力矩，這兩個值的影響依然存在。如圖4.6c剪取下來放大部分所示，但

32、它的實際值比較小。圖4.6a-c裝用前橫置直列4缸四沖程發(fā)動機的某車輛， 相對于發(fā)動機轉速的 懸置負荷幅值使用的振動系統(tǒng)按圖4.1 a.對慣性力激勵；b.對慣性力矩激勵；c.對燃燒力矩激勵但是在完整的振動系統(tǒng)和簡單振動系統(tǒng)之間有一個不同，雖然按圖4.6考慮2階激勵時它并不重要。對簡單系統(tǒng)而言，共振幅值位于無耦合， 無阻尼時發(fā)動機的固有頻率 Aggr. /2附近，例如6Hz;對帶車身和輪胎的完整系統(tǒng)，共振峰值約位于7.5Hz。4.4.1.燃燒力矩激勵如果每一缸的燃燒過程不一樣，見第2.4章，應注意共振峰值向小發(fā)動機轉速方向移動。下面假設，一個缸的燃燒力矩只達到其他3個缸的75%，由此按圖2.9a

33、形成了0.5,1和1.5階附加激勵。在圖4.7中給出了3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)動機轉速nm=900min-1重合，對應于激振頻率：/2=0.5(Nm/60)=7.5Hz由此將形成對底盤和乘客較大的振動。這就是為什么人們在低轉速感到怠速振動的原因。第1和第2階激勵振動產(chǎn)生較小的懸置力矩，因為其峰值位于這個轉速范圍以下。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為其對比圖。圖4.7a,b 除了4沖程4缸直列發(fā)動機總是存在的2階激勵外，不均勻 燃燒發(fā)動

34、機各缸的懸置力矩和由此附加產(chǎn)生的0.5和1階激 勵. 發(fā)動機和整車數(shù)據(jù)見圖4.64.4.2.傳動機構耦合的影響迄今為止討論的例子都是傳動機構沒有耦合時的直線和角位移，現(xiàn)在取消這個假設，就慣性力和慣性力矩激勵而言，對底盤，懸置的作用力和力矩極限值是很重要的。這個值幾乎和耦合沒有關系，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。 按圖4.7, 0.5激勵共振范圍與怠速轉速范圍重合。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，耦合時懸置作用力FL產(chǎn)生。不耦合時，它為零。對懸置作用力矩則相反，耦合時值變小。起作用到什么程度，與整個振動系統(tǒng)有關。圖4.8 a,b 0.5階燃燒力矩激勵,動力總成振動系統(tǒng)不偶合和耦合對比. 發(fā)動機和整車數(shù)據(jù)見圖4.65. 動力總成參數(shù)5.1.慣性激勵參數(shù)為降低慣性力和力矩的動力總成振