汽車發動機彈性支承隔振解耦方法

李陽

（湖北交通職業技術學院，湖北 武漢 430079）

1 發動機振動分析及對策

車輛的動力非常受電動機驅動，駕駛車輛時的路況會導致車身由于發動機不平衡和氣壓降低而振動。這是由于車輛的運行中寬帶振動的頻率是固定的，因此，振動強度會沿著振動頻率的低頻段集中。振動的形式主要可以分為垂直振動和水平振動。研究表明，非線性振動隔離技術在汽車發動機中的應用可以集中，并有效地控制寬頻率條件下電動機的振動。而在高頻條件下，僅需要確保所選擇的材料足夠，并且參數足以確保在不改變車輛和發動機的結構的情況下實現減小發動機的振動效果，可以促進功能結構的安全性和可靠性。但是，由于響應頻率與非線性系統的勵磁頻率不匹配，因此，非線性振動難以充分理解發動機的運轉狀態。對于非線性系統，其振動隔離與動態系統的性能有關，因此，非線性系統存在一些限制。橡膠懸架技術是目前普遍使用的技術，可以有效地減少由低頻電動機引起的振動。但是，通過將振動與高頻帶進行比較，機械設備的出色性能也起著重要作用，橡膠懸浮液分離技術導致高頻范圍內出現動態硬化，致使效果不佳。因此，必須在技術上進行更改。

2 汽車發動機彈性支承隔振的解耦方法

（1）振與解藕。在振動分離方面，并不需要解決振動系統的問題。要實現出色的隔振效果，可以控制振與解藕，而振動系統中存在以下振動:

系統在頻域內的響應為：

式中：[H]為導納矩陣，式（2）的展開式（3）寫成：

導納和系統各模態參數間有如下關系式：

當然，由于坐標的系數和真空的使用，導致的結果是:H變小，該系統將對冷的分離產生積極的影響。為了研究振動的諧波關系，需要綜合系統子結構的動態特性，有必要確定故障程度和其他困難程度的定量特性。但是，對于解決方案，可以找到有關基礎結構動態性質的正確規范。對于電動機的振動，一般要求如下：電機的振動模式圍繞曲柄旋轉。在電動機緩慢時，曲柄的固有頻率將小于勵磁頻率的一半。發動機的垂直振動狀態（主要是汽車的上下、來回運動），必須通過控制諸如垂直振動和前輪胎的旋轉彎曲之類的頻率來解決。在兩種振動狀態下，必須完全求解坐標。

（2）能量法解藕。發動機子系統中的振動有很多問題。過去，這是通過重組直接有效地實現的，基本方法是通過系統的中心主慣性軸調整軸向系統中的彈性元件解除藕動。因此，彈性中心主要是慣性軸或質量（cs）系統。當放置在中心時，沒有彈性聯軸器。在圖1 中，指向彈性中心，點I 的位置由以下等式確定

彈性構件的幾何被充分調節并且處于所需位置，只要它是橡膠組分的k 值（k 是橡膠組分的壓縮剛度與壓縮強度和剪切剛度之比）即可。

圖1 彈性支承布置解藕結構方案

如果基本電動機軸與兩個軸成一定角度分開，則電動機主體可以在驅動轉矩（非彈性）的影響下圍繞固定的“尖銳注意”（C3，C4）獨立振動，可以在“彎曲軸”周圍調整彈性，以解決該問題。在結構設計中實施上述步驟時，可以在大多數加蓋固定系統中輕松操作。氣缸機械具有固有的對稱平面，因此曲軸與慣性軸“彎曲軸”之間的角度不是很大。使用“主軸”之一進行修改計算，比較簡單容易，如果電動機結構沒有清晰的對稱平面，則面板的主軸（例如，現在很流行的全輪驅動車輛），由于發動機的原因，很難調整上述步驟，使得結構設計不同，如公式（4）。

上面的模型只能在方向上自由求解，優化解決方案的過程需要評估換擋，這是解決該問題的新方法。馬達的支撐元件是具有潤濕結構的橡膠的一部分，該潤濕結構對應于系統的x 軸曲軸的方向，這說明Cl 具有作用在第一歸一化坐標上的抽力。公式（l）可以寫成

在新的主坐標系{q}下的微分方程式（5）變為：

式中：[Mp]及[Kp]為對角陣。

在新坐標系{q}下的廣義力{F}為：

由（8）式可知，新坐標系{q}下的廣義力{F}由原來的1 個變成了6 個，即：

公式（7）可以解決問題，但振動分離問題還必須解決6 個自由度，這會增加歸一化的力，并減小解，原始坐標的格式是解決問題的唯一方法，因為最好是自由解決隔振問題。

原始的標準化坐標x 方向相同，并且與差值成正比。因此，可以從廣義上理解，并且系統從原始坐標含義中得出振動分析。通過計算機優化來檢索制度矩陣的第i 行和第i列的非對角元素。如果要優化數學編程，則必須編寫自己的非對角r 模式，但是值是不同的，因為每個元素w 看到的物理平均值不相等。為了提高計算的穩定性，應通過擴展上述優化模型，將相互速度擴展到振幅的定義。

（3）利用對稱布置的V 形懸置組使振動系統剛度矩陣中的非對角元素(彈性耦合)為零作為解耦目標。這是一種彈性檢測方法，其物理含義很清楚。系統的質量和剛度矩陣是對角線，在完全分解狀態下，可以假設系統的振動應力為零振動數。在不完全狀態下，彈性耦合系統的類型和程度可以由圓頂剛度矩陣確定為零，而不能由耦合系統的振動水平決定。在一般情況下，其永遠不會為零，并且如果系統的剛度矩陣不是嚴格對角的，則兩個自由度之間的彈性交換不支持振動一致性。在振動系統的基本慣性軸坐標系時，歸一化質量矩陣是對角矩陣。盡管存在慣性鍵，但不同彈性系數之間的相互作用仍然很復雜。同時，許多自由方向都吸引了發動機燃燒的動力，如不平衡的旋轉慣性，具有多個自由度來響應刺激。這阻礙了自然頻率在驅動懸掛系統和其他車輛的聲音系統之間的投射。因此，這不是評估振動水平的正確方法。

（4）以剛體模態振型向量中各個分量的相對大小來判斷各自由度之間的振動耦合程度。這是識別模態振動耦合的最基本方法，機械含義很明確。如果每個狀態向量中只有一個分量為0，而所有其他分量為0，那么我們可以假定系統的振動電壓為零。實際上，在這一點上，可以將調制解調器矩陣視為一個單位矩陣，該矩陣乘積和單位矩陣仍然是矩陣。可以從屬性中估價，模態質量矩陣和模態剛度矩陣必須是對角矩陣，質量矩陣和剛度矩陣也必須是對角線。因此，結論是振動沒有相似性。即，如果系統矩陣的質量或剛度不是嚴格地對角矩陣，則模式矩陣可能不是同一矩陣。在振動機構的平移和旋轉自由度這一點上，可能難以確定非零乘積的存在，以及在不同尺寸處發生振動的情況下的振動耦合程度和向量元素。例如，由于短期自由度和革命幅度，車輛的劇烈振動通常具有不同的質量和扭矩。因此，在該值（大約1 位數）中，狀態下組件的相對大小通常由歸一化電流自由度的相對振動反映出來。

3 結語

隨著車輛動力的不斷提高以及最新技術不斷發展，對發動機的轉速和功率提出了很高的要求。但是這里，車輛和發動機部件的彈性和振動增加了。這種增加加速了車輛的結構損壞，并顯著影響著駕駛員的舒適度和車輛的壽命。因此，采用適用于汽車發動機的隔振技術和系統，對汽車技術發展的影響很大。