康明斯直列6缸柴油机悬置系统匹配设计.pdf

E N G IN E S I ．／ S , E N S ／ O ／ V l ■冒囝 康明斯直列6 缸柴油机悬置系统匹配设计 张 松 军 【 摘要】 发动机悬置系统性能的好坏是影响车辆乘坐舒适性的重要因素。柴油机工作时气缸内产生的点燃力是引起 柴油机振 动的主要振源 ， 正是由于此 力引起柴油机的侧倾 ， 故在进行柴油机悬置系统 匹配设计时主要考虑点燃力 。衡量悬 置系统性 能好坏 的主要参数是 “ 传递率 卢 ” 。 只有当 l 时， 表明悬置系统正在增加来 自于 发动机的振动。这是因为悬置系统的自振频率接近于 发动机的点火频率， 从而产生共振 ， 也就增加了振动能 量的输入。当 1时， 表明悬置系统削减了来 自于发 动机的振动 ， 起到了隔振作用 。 2 悬置系统的匹配设计 2 ． 1 设计悬置系统的自振频率 传递率 口和柴油机点火频率 与悬置系统 自振 频率 之比之间的关系可用图 2 来表示。 它直接反映 了悬置系统衰减振动的能力。悬置系统上常用的几种 弹性材料的传递特性都表示在图 2上。其 中橡胶材料 的相对阻尼系数为 0 ． 1 。当发动机转速升高时， 点火频 率和输入到悬置系统的激振频率也在增加，在图2上 可看出工作点向右移动 ，表明在低速时悬 置系统传递 率高 ，这意 味着 发动机怠速时悬置系统传递 特性极 差 因此在设计悬置 系统时必须考虑到这一关 键速 度 对于一个好的悬置系统来说， 我们推荐当发动机怠 速运转时， 传递率应该等于甚至低于0 ． 4 。 参照图 2 ， 对 于橡胶材料 ，其相对阻尼系数为 0 ． 1 ，当传递率为 0 ． 4 时， 悬置系统激振频率 比为 2 ， 即柴油机点火频率和悬 置系统 自振频率之比为 2 也就是说当发动机怠速为 6 0 0 r ／ rai n ， 点火频率为 3 0 Hz 时． 那么悬置系统 自振频 率应该为 1 5 Hz 或更低 。 1 0 6 4 2 1 0 0 6 一 O 4 苎 骂 0 - 1 0 0 6 o 0 4 O 0 3 0 02 0 01 l l l o 1 1 l l， 骨 。 ， N ＼ ] ＼ 至 f ＼ ＼ ＼ l 二 ． ＼ 、 、 、 ＼ t ’ ＼ t’ 、 l 。 t t 1、 { 0 ． 5窖 o 2 鉴 旺 O 1 o 0 5 o 1 o 2 o 4 o 6 1 2 4 6 1 o 频蠹比 J 图 2 常用 的几种弹性元件的传递特性 2 2 悬置系统弹性支撑的方案 柴油机工作时产生 的燃烧脉 冲力和转矩反作用力 使柴油机产生 “ 横摇” 。“ 横摇” 的转动轴线通过发动机 的重心并近似平行于曲轴 中心线． 因此前后支撑应具 有响应的弹性来适应这个转动。悬置系统前后弹性支 撑 的安装要求不 同，这是由于它们所承受的负荷和它 们相对于发动机传动轴的位置不同造成 的 图 3表明后支撑和传动轴之间的相对位置关 系。 由于后支撑更靠近柴油机的重心．基本位于纵 向轴线 上 ， 使发动机转动中心始终 向上 ， 因而只需较小的弹性 来承受燃烧冲力 ， 这要求支撑在垂向上刚度低， 转动更 加灵活。 橡胶材料的拉伸韧性优于压缩 ， 理想的后支撑 应该优先选用橡胶来隔振。由于后支撑必须承担柴油 机的大部分重量和承受各个方向上的大部分惯性负 荷、 反作用转矩以及传动机构的附加力， 安装在飞轮壳 或离合器壳上的支架设计是非常重要的。后支撑的位 置越靠近发动机转轴中 tk , 线越好，从而提供良好的转 动并减小支架和壳体的弯曲应力 ，同时支架的设计也 应当使安装在飞轮壳上 的螺栓承受相同的负荷。 图 3 后悬置侧倾 图 4表明前支撑和传动轴之问的相对位置关系。 由于发动机的转动中心和前支撑之间的距离很大，使 发动机转轴中心横向运动，因此要求前支撑在横向上 刚度低 。 图 4前悬置侧倾 为使悬置结构能吸收振动能量和适 应车架变形要 求 ， 悬置垂 向的刚度应较小 ， 横向应较大 防止驾驶室 或车身在水平方向晃动 。 由于车身和车架连接的悬置 元件大多采用橡胶元件， 承受很大负荷， 如刚度低， 挠 度大 ．从橡胶元件的寿命考虑 ，其允许应变不应大于 1 5 ％ ～2 0 ％， 因此悬置刚度不得太低。 汽丰研究 与开发 2 0 o 1 增刊 悬置系统橡胶元件，按所受力方向可分为压缩型 和剪切型 ， 如图 5所示。剪切型悬置具有垂向刚度低 、 横向刚度高等优点 ；压缩型悬置的动刚度系数 R用下 式表示 参见示图 6 b 图 5悬置 系统娄 型 车身 图 6 压缩 型悬置 的动刚度示意图 当车架上跳时． 上面的橡胶垫受压 ， 下面放松 ， 但 总体还是处于压缩状态。 由于橡胶元件寿命有限 ， 所以应设计适当的支撑方 案。悬置系统制造商提供安装方案和应用支持。典型的 重庆糜孵斯发动机寺辑 图 7典型的后支撑元件 露 图 8典型的前 支撑元件 发动机悬置系统前后弹性支撑方案图见图 7和图 8 。 2 ． 3 限制飞轮壳和机体结台面处 的静态弯 曲力矩 当变速传动部分较长或较重时 ，柴油机飞轮壳和 机体后端面的挠度可能会超过标注在发动机数据栏上 的许用值。 这时需要在变速器上增加一个辅助支撑 。 它 不能设计成刚性 ，采用一个低弹簧刚度的辅助 支撑可 以使静态弯矩减小至零 ， 但动态力矩却明显升高。 较可 靠的设计是将后支撑后移至离合器或变速器壳体上， 既消除了静态弯矩， 动态力矩又不会明显升高。 图 9清 楚地表明了这个静态弯矩和悬置系统的分布位 置。我 们可以按照图 1 0所示取得一些必要的数据后计算出 这个静态弯矩 ，需要的数据资料有些可以从发动机数 据栏中获得 ， 有些要从传动装置制造厂家取得 ， 还要从 那些悬置系统 的设计要求获得。 图 9 发动机缸体后端 面静 弯矩 发动机的湿质量 1 b 发动机 的干质量 冷却水质量 机油质量 一 0 ● 皿 饔一 一 窜一 ～ 、 ． ／ 一‘ 、 1 _ 一一 T r 一 - - - 、 L l b ‘L t ～ ～ 、 I I J 一 、 一 ’ 、 ， ． J _‘ I I ● ． 囝 l 0静弯矩计算 图 发动机传动系统的总质量 发动机变速 系统的湿质量 离合器质量 离台器壳质量 其它附 属装备质量 - 前 支撑作用点 飞轮壳支撑点 后 支撑点 缸体后端面 厶～L 一 一 水平距离 i n 支撑点 、 重心点和缸体 后端面之 间， 见安装 图 发动机的安装位置 R 、 R 必须是定值 。要达到这 个要求 ， 后支撑点 R ， 必须是一个预定值 R 2 1 bf L 研 厶 一R 3 L ／L 3 【 1 J 。 1 b 一R 一R 3 2 J 可决定飞轮壳和缸体后端面间的挠度 I h R 2 ／ ． 6 R， 厶 一 L 3 可供检验公式为 f l bi n RI ／ ． 2 一 L z L 【 4 J 转换公式 I hi n ／1 2 f l bn 【 5 J k g II 1 ] 1 9 ． 8 ／1 0 0 0M f N m J 6 当 R ． 和 R 被决定后 ，传动系统支撑点可按 以下 公式求得 I h - 垒 垒 f 7 厶 一厶 厶 ／厶 接下来可以代值进行检验 ， 检验过程如下 L 旦 求得 尼、 R 后， 代人 的检验公式，其结果应为0 。 2 ． 4 传动机构其它组件的悬置系统 在发动机 、 传动系统和车架的连接处 ， 必须预留有 充分的 自由度 ， 否则将会把发动机的振动传到车架上 ， 从而产生噪声和令人不舒服的震颤 ，同时也会和车架 本身产生干涉，如果这些连接处不认为是发动机安装 件的一部分 ， 设计时也不留出足够的 自由空间， 他们的 寿命将很短。 应用于城市公交汽车上驱动空调压缩机的皮带安 装是一个 比较棘手的问题 。这种皮带驱 动类型是用一 根大皮带去驱动一个安装在发动机一侧的比较远的压 缩机 这就要求在发动机和压缩机之间的皮带具有很 大的张紧力 假如压缩机可以装在发动机前端 ， 那会导 致安装位置的倾斜并且会减小安装系统侧面 自由度， 由于减小安装系统的自由度，最终会导致振动问题的 加 大 。 如何解决这个问题呢我们可以在发动机和驱动 部分之间加装一个可调节装置，以便在发动机和驱动 部分之间形成空气弹簧类型的皮带张紧系统，供给皮 带必要的张紧力，同时避免此力施加到发动机前端安 装位置上。我们提供几种皮带张紧方案见图 1 1 。 ‘ 车研究与开发 2 0 0 1 增刊 图 1 I底盘附属皮带驱动方 案图 3 结语 发动机悬置系统的设计是关键而又烦琐的事情 ， 它应遵循 以下原则 a ．用减振元件将发动机和安装系统隔离开来 。对 于怠速为 6 0 0 r ／ m i n甚至更高的直列 6缸发动机来说 ， 要求这个安装系统 的自振频率必须经过严格计算 ，控 制在 1 5 H z 或者更低 b ．限制发动机的运动 ，因为发动机工作时要输出 动力 ， 受到振动 、 反扭矩 、 道路输入 、 车架歪斜 ， 必须避 免发动机和车架的刚性接触 ． 限制发动机缸体后端面静态弯曲度 ， 此值应参 照发动机数据栏， 当车辆重载时， 有必要使用辅助支撑 去消减弯矩。 d ．避免传动系统过载 。 e． 在发动机和车架之问应当预留足够的空间， 以 防诸如管道 、导线 和驱动皮带之类传递给车架额外的 振动 銎询电话 0 2 36 5 3 3 5 8 8 83 2 4 5 一