汽車與懸置系統(tǒng)設計指南

1、懸置系統(tǒng)設計指南編制：審核：批準：發(fā)動機工程研究二院動力總成開發(fā)部主題與適用范圍1、主題本指南介紹了動力總成懸置系統(tǒng)開發(fā)的基本知識和基本過程，以及所涉及到的基本流程文件核技術文件。2、適用范圍本指南適用于奇瑞所有裝汽油或柴油發(fā)動機的M1類車動力總成懸置系統(tǒng)的設計。目 錄一、懸置系統(tǒng)中的基本概念41.1 懸置系統(tǒng)設計時的基本概念41.2動力總成振動激勵簡介6二、懸置系統(tǒng)的作用82.1 懸置系統(tǒng)的設計意義及目標簡介82.2 動力總成懸置系統(tǒng)對整車NVH性能的影響8三、懸置系統(tǒng)的概念設計113.1 懸置系統(tǒng)的布置方式選擇113.2 懸置點的數(shù)目及其位置選擇123.3 懸置系統(tǒng)設計的頻率參數(shù)14四、懸

2、置系統(tǒng)相關設計參數(shù)154.1動力總成參數(shù)154.2 制約條件16五、懸置系統(tǒng)設計過程中的相關技術文件175.1 懸置系統(tǒng)VTS175.2 懸置系統(tǒng)DFMEA185.3 懸置系統(tǒng)DVP&R185.4 其它技術及流程文件18一、懸置系統(tǒng)中的基本概念1.1 懸置系統(tǒng)設計時的基本概念1：整車坐標系：原點在車身前方，正X方向從前到后，正Y方向指向右側（從駕駛員到副駕駛），正Z方向朝上如圖（1-1）。（圖1-1） 整車坐標系2：發(fā)動機坐標系：原點在曲軸中心線與發(fā)動機和變速箱結合面的交點處；正X方向從變速箱到發(fā)動機，沿著曲軸中心線，正Y方向指向右側如果沿著正X方向看，正Z方向朝下如圖（1-2）。（圖

3、1-2）發(fā)動機坐標系3：主慣性矩坐標系：原點在動力總成的質(zhì)心位置，正X方向從變速箱到發(fā)動機，沿著最小主慣性矩軸線，正Y方向通常沿著最大主慣性矩軸線，正Z方向朝下并且沿著中等主慣性矩軸線如圖（1-3）。（圖1-3） 主慣性坐標系4：扭矩旋轉(zhuǎn)軸坐標系：原點在動力總成的質(zhì)心位置，正X方向從變速箱到發(fā)動機，沿著TRA方向， Y方向和Z方向可任意選擇只要符合右手法則。由于動力總成的不對稱，MOI坐標系永遠與發(fā)動機坐標系不平行。所以圍繞曲軸中心線如果有一小的扭矩波動，被很軟的像彈簧支撐著的動力總成將會有一個圍繞TRA旋轉(zhuǎn)的趨勢。5：彈性軸和彈性中心：彈性軸只能由懸置位置、方向和剛度來確定，而與動力總成的質(zhì)

4、量特性無關。如果最小靜態(tài)力或力矩沿著某一方向作用到剛性的車身上導致車身在相同的方向產(chǎn)生一個位移或旋轉(zhuǎn)，那么該方向就定義為某一彈性軸方向。彈性中心是彈性軸線的交點，彈性軸是從靜態(tài)的觀點來定義的，在靜態(tài)下，動力總成移動加速度和角加速度為零。因此，質(zhì)量特性可以忽略。6：打擊中心：不用進行詳細的數(shù)學解釋，簡單的剛性鐘擺詳見圖（1-4）。鐘擺在點支撐，物體的質(zhì)心位置是。假定在的延長線上有一點，鐘擺在點受到一個力，且與聯(lián)機垂直，這時在點沒有反作用力。則點和點互為打擊中心，也就意味著點和點是可逆的。（圖1-4）打擊中心示意圖6：解耦的概念：懸置系統(tǒng)的設計目標是減少發(fā)動機的振動，這種振動在一定的頻率范圍內(nèi)與一

5、定的發(fā)動機激勵耦合有關；在某一時間獲得一個激勵，例如曲軸扭矩的激勵，如果是一種自然頻率一種純模態(tài)的一種激勵就更好。這樣有兩個優(yōu)點。第一，需要關注的只是一種頻率，例如，設計時可以遠離激勵的頻率，如怠速時的頻率。第二，某些動力總成的自由轉(zhuǎn)角和頻率對整車的結構很敏感。所以，如果受激勵的幾個動力總成的自由轉(zhuǎn)角和幾種頻率只用一種來代替，產(chǎn)生這種被稱作結構敏感性的模型就是解耦。了解為什么動力總成懸置系統(tǒng)解耦似乎很容易，但怎樣評估懸置系統(tǒng)是解耦的，并不十分清楚。傳統(tǒng)意義上來說，模型分析是在一個坐標系通常在發(fā)動機坐標系下進行KEF指數(shù)的計算。把在一定DOF下的KEF的百分比作為在這個DOF下解耦的百分比。這種

6、評價解耦的方法是現(xiàn)在最常用的評價方法。但據(jù)說國外有關資料說這種評價方法不是最好的方法，而且常常造成很大理解誤差。下面是國外最新的評價解耦的方法?！敖怦钆c某一特定的激勵有關，對于位移或力的解耦，在特定的方向上應該達到100%或盡可能高的KEF指數(shù)。這個方向可以是也可以不是發(fā)動機DOF下的坐標系。為了轉(zhuǎn)動或力矩的解耦，在運動以及發(fā)動機主慣性矩條件下，100%或盡可能高的KEF指數(shù)的力矩旋轉(zhuǎn)軸方向是較好的。例如，為了曲軸力矩的解耦，需要在TRA方向100%或盡可能高的KEF指數(shù)。但是，TRA方向不是發(fā)動機坐標系下的某個DOF方向。所以，在發(fā)動機坐標系DOF下的KEF指數(shù)，不能反映在所有激勵條件下解耦

7、的百分比。”對于理論分析來說，解耦的概念顯得就更加復雜了。他實際上包括：慣性解耦、彈性解耦以及阻尼解耦（位移解耦）。在懸置系統(tǒng)解耦分析當中，阻尼解耦通常被省略掉。慣性解耦和彈性解耦成了關注最多的一種解耦途徑。慣性解耦在實際工程中比較容易實現(xiàn)，由于彈性解耦受到的限制條件較多，所以一般彈性解耦都是十分困難的。在實際工程設計中，我們看到的解耦概念體現(xiàn)在能量的集中率上。但對于工程設計人員來說，能量集中是個很抽象的概念。它只可作為評價性的結論，不能作為實際的懸置系統(tǒng)設計的方向性的參考。對于解耦的概念這里只作簡單的介紹。在以后的章節(jié)里，會介紹實際工程中解耦的方法。它們都是從“慣性解耦”與“彈性解耦”這兩個

8、概念出發(fā)，得出的一些實際工程經(jīng)驗。1.2動力總成振動激勵簡介動力總成系統(tǒng)是由發(fā)動機的爆發(fā)力、旋轉(zhuǎn)和往復不平衡力、路面的狀況以及由附件和車身其它零部件傳遞的動態(tài)力或運動而引起激勵。主要的激勵是曲軸上的內(nèi)部震蕩扭矩、汽缸方向上的內(nèi)部力以及相關的運動；此外，還有來自路面和輪胎的激勵。簡單總結有如下幾個振動的根源：1. 不平衡的回轉(zhuǎn)運動質(zhì)量所產(chǎn)生的離心力及離心力矩（都為一次）2. 不平衡的往復運動質(zhì)量所產(chǎn)生的慣性力及慣性力矩（一次、二次）3. 不平衡的反作用簡諧扭矩（其次數(shù)為汽缸數(shù)除2及其整數(shù)倍。如6缸發(fā)動機即為3、6、9等次）4. 個別氣缸不工作或爆發(fā)壓力不均勻（其次數(shù)為1/2次及其整數(shù)倍）5. 因

9、機身（曲柄箱）剛性不足導致內(nèi)力矩輸出引起（多數(shù)是一次機身彎曲振動）6. 由路面不平坦引起7. 由汽車行駛中加速或剎車時的慣性力引起（使發(fā)動機產(chǎn)生縱向振動）8. 發(fā)動機與變速箱連接處剛性不足，多為200HZ左右的3/2階的振動由此可以看出：造成汽車動力總成振動的原因是多方面的，由它引起的振動在階次上、作用方向上、振動強弱上不盡相同，情況是相當?shù)膹碗s。一般說來他們?nèi)Q于發(fā)動機的平衡特性，即和發(fā)動機的型式、缸數(shù)、工作轉(zhuǎn)速、曲柄排列以及發(fā)火次序等有關。對于懸置系統(tǒng)設計而言，前三項是最需要關注的振動源。而由其引起的動力總成振動模態(tài)主要是平搖，縱搖及橫搖。一般高速下不平衡的慣性力（力矩）引起的振動大些，而

10、低轉(zhuǎn)速時（如怠速）則由不平衡的簡諧扭矩引起的振動大些。圖1-5 發(fā)動機的三種主要的振動模態(tài)作為工程實例。下表1.1給出了一些發(fā)動機的振動特性表1.1缸式，缸數(shù)曲軸轉(zhuǎn)速范圍（rpm）發(fā)動機的主要擾動頻率不平衡的傾覆力矩不平衡的離心力及離心力矩不平衡的慣性力及慣性力矩第一階主諧第二階主諧直列/V型 4缸6006000202004040020200直列 5缸6006000252505050010100/20200直列/ V型6缸6005500600460030275151156055030260109020115V型 8缸6006000404008080010100V型 10缸60024005020

11、01004002080V型 12缸6002100602101204201035和一般的機械不同的是汽車發(fā)動機的質(zhì)量分布很不均勻，其轉(zhuǎn)動慣量軸線和曲線中心線是不平行的。兩者間的夾角可達15度30度；其次，發(fā)動機的各種激勵力和激勵力矩均偏離機組的重心。因此能激起的振型很多。例如不平衡的回轉(zhuǎn)質(zhì)量，離心力激發(fā)發(fā)動機產(chǎn)生垂向（x），橫向（z）,縱搖（），平搖（）等振動；由不均勻的簡諧扭矩能激起發(fā)動機產(chǎn)生橫搖（）平搖（）等振動。具體發(fā)動機扭矩波可用以下公式計算得到：f扭=2Nn/60C 其中：C沖程數(shù)N氣缸數(shù)n轉(zhuǎn)速。二、懸置系統(tǒng)的作用2.1 懸置系統(tǒng)的設計意義及目標簡介現(xiàn)代汽車發(fā)動機無一不是采用彈性支承安

12、裝的，這在汽車行業(yè)稱之為“懸置”，在力學及振動工程中則是個隔振問題。如果不用中間彈性元件而直接將發(fā)動機剛性地固緊在汽車車架（底盤）上，則當汽車在不平坦的路面上行駛時將導致機身由于車架的變形、沖擊而損壞；而當汽車在平坦光滑的路面上行使時來自發(fā)動機的振動將導致車架、車身產(chǎn)生令人厭惡的結構噪聲。此外彈性懸置還能補償在發(fā)動機安裝及運動過程中由車架變形導致的相對位置的不精確。 由此可知，懸置系統(tǒng)的設計目標值： 1) 能在所有工況下承受動、靜載荷，并使發(fā)動機總成在所有方向上的位移處于可接受的范圍內(nèi)，不與底盤上的其它零部件發(fā)生干涉； 2) 能充分地隔離由發(fā)動機產(chǎn)生的振動向車架及駕駛室的傳遞，降低振動噪聲；

13、3) 能充分地隔離由于地面不平產(chǎn)生的通過懸置而傳向發(fā)動機的振動，降低振動噪聲；2.2 動力總成懸置系統(tǒng)對整車NVH性能的影響動力總成懸置系統(tǒng)對整車NVH性能的影響僅次于排氣系統(tǒng)、整車密封性和懸架系統(tǒng)，成為影響整車NVH性能的第4個重要因素。經(jīng)過一段時期的工程經(jīng)驗的總結，懸置系統(tǒng)主要在以下幾個方面跟NVH性能密切相關：發(fā)動機點火瞬間的抖動；經(jīng)過顛簸路面引起的動力總成過大的振蕩；發(fā)動機怠速時，方向盤、坐椅、儀表盤面板和前歇腳板等振動；整車在中頻（30-60 HZ）時的粗躁度；整車在中頻（30-70 HZ）時的轟鳴；由于動力總成懸置系統(tǒng)阻抗導致的齒輪嚙合噪聲；1K-5K HZ時，懸置的金屬結構傳遞的

14、發(fā)動機噪聲；對于不同的振動噪聲形式，其頻率范圍有所區(qū)別。在實際工程中，人的主觀感覺是整車NVH性能的一種重要的評價的方式。但只有把主觀感覺跟工程數(shù)據(jù)很好的結合在一起，才能區(qū)分并解決振動噪聲問題。實際上就是把主觀判斷出的振動噪聲型式與其對應的頻率范圍結合在一起。針對這個問題，下表2.1給出具體的方法表2.1 振動噪聲與其對應的頻率范圍頻率范圍（HZ）0-55-1010-3030-606025-7575-25025-15001500振動/噪聲描述振蕩抖動顫抖粗糙度嗡嗡聲轟鳴聲嘯嘯聲鳴鳴聲口哨聲 結合表2.1可以看出，動力總成懸置系統(tǒng)影響整車的NVH性能主要是在振動方面。對于一個整車而言，其振動的隔

15、離系統(tǒng)包括很多。對于不同的系統(tǒng)其隔離的振動型式又有所區(qū)別。雖然其隔離的振動頻率相對較容易區(qū)分開來，但是其導致的振動的表現(xiàn)形式卻很難區(qū)分。比如：方向盤的振動于發(fā)動機懸置的隔振性能密切相關，它同時也與底盤的襯套和轉(zhuǎn)向系統(tǒng)本身的減振性能相關。所以針對NVH問題評判的同時需對整車的減振系統(tǒng)有個很好的了解。（圖2-1）整車的隔振系統(tǒng)分布整車的振動源主要來自于發(fā)動機和路面，圖2-1中減振系統(tǒng)的根據(jù)振源也可以分為兩類。這樣的分法，將更加清楚的看出振動問題的原因。下面將針對于懸置直接影響NVH的有關問題展開敘述。動機點火瞬間的抖動：發(fā)動機的點火的瞬間，其振動頻率應為0HZ-25HZ。懸置系統(tǒng)的固有頻率通常分布

16、在7HZ-15HZ。于是，如果懸置系統(tǒng)的固有頻率未能很好的匹配，動力總成的剛體模態(tài)將發(fā)生嚴重的共振。發(fā)動機點火時，主要的剛體振型為：垂向的平動和橫搖（沿著曲軸中心線的轉(zhuǎn)動）。在發(fā)動機在點火瞬間，剛體的主要振動模態(tài)是自然的耦合在一起的。所以懸置系統(tǒng)在Z向和Pitch這兩個固有頻率必須2HZ。但實際上很難控制。因為懸置系統(tǒng)Z向的固有頻率對應的是發(fā)動機的第三階振型；懸置系統(tǒng)Pitch向的固有頻率對應的又恰恰是發(fā)動機的第四階振型。因此兩階模態(tài)的分開，是動力總成懸置系統(tǒng)設計中十分關鍵的問題。通過懸置系統(tǒng)的解耦設計，使得Z向Pitch向的耦合剛度為零可以緩解振動的幅值。需要指出的是：在點火瞬間，動力總成懸

17、置系統(tǒng)的共振是不可避免的。根據(jù)人機工程學，人的心臟、胃、肝等身體器官在垂向（Z向）的4-8 HZ時會產(chǎn)生共振，十分敏感。所以，在設計懸置系統(tǒng)時，應該將Z向的固有頻率避開這個范圍，實際工程中應該保證在：9-11 HZ。經(jīng)過顛簸路面引起的動力總成過大的振蕩：汽車行使過顛簸路面所引起的振動主要集中在0-5 HZ 。經(jīng)過底盤懸架系統(tǒng)的隔振后，其振幅將大大的被降低。對于動力總成懸置來來說，只要保證其最第階的固有頻率的高于此頻率范圍即可。在這里需要明確一下，本書中所提出的共振概念都是基于一定的結構阻尼來說的。懸置最低階的固有頻率對應的是動力總成在整車上X向的振型。而發(fā)動機在X向的與Z向的平動以及與Pitc

18、h向的振型無耦合情況。且，人際工程學中平動的敏感范圍集中在1-2 HZ。所以，對最低階的固有頻率值不作過多的要求。仍然是需要保證其Z向固有頻率即可。發(fā)動機怠速時，方向盤、座椅、儀表盤面板和前歇腳板等振動發(fā)動機怠速時，振動頻率集中在25-30 HZ；在怠速時，發(fā)動機的振動以繞曲軸中心線的轉(zhuǎn)動為主。在動力總成剛體的振型中，橫搖（XX發(fā)動機坐標）與縱搖（YY發(fā)動機坐標）兩種模態(tài)耦合在一起。對于懸置系統(tǒng)的固有頻率匹配難度較大。根據(jù)隔振原理，只有當隔振器的固有頻率小于激勵頻率的時候，系統(tǒng)才具備隔振性能。這就導致，如果固有頻率超過或者接近與這個要求的時候。強迫振動的衰減差。動力總成的振動能量完全傳遞到車身

19、中，引起相關零件的振動。而當此兩種的模態(tài)接近于發(fā)動機怠速的頻率時，將產(chǎn)生嚴重的共振。4） 在中高頻時影響整車的NVH性能 在中高頻時，懸置系統(tǒng)的動態(tài)硬化將導致系統(tǒng)的整體固有頻率提高。嚴重影響起隔振效果。其次，在中高頻時懸置的金屬骨架和連接支架的模態(tài)將被激發(fā)出來。導致支架共振并傳遞到車體，使得車體的大面積板金振動發(fā)出噪聲。所以，應該加強懸置的金屬骨架和連接支架的剛度，使其一階的約束模態(tài)在450HZ以上，避開發(fā)動機傳過來的主要激勵。三、懸置系統(tǒng)的概念設計3.1 懸置系統(tǒng)的布置方式選擇每個隔振器（懸置系統(tǒng)）不論其結構形狀如何都可以看作由三個相互垂直的彈簧組成，按照這三個彈簧的剛度軸線和參考坐標軸線間

20、的相對位置關系，懸置系統(tǒng)彈性支承的布置可以有常見的三種不同方式：1) 平置式。這是常用的、傳統(tǒng)的布置方式，其特征是布局簡單、安裝容易。在這種布置方式中，每個彈性支承的三個相互垂直的剛度軸各自對應地平行于所選取的參考坐標軸。2) 斜置式。這是一種目前汽車發(fā)動機中用得最多的布置方式。在這種布置方式中，每個彈性支承的三個相互垂直的剛度軸相對于參考坐標軸的布置是：除一個軸平行于參考坐標外，其他兩個軸分別與參考坐標軸有一夾角。一般斜置式的彈性支承都是成對地對稱布置于垂向縱剖面的兩側，但每對之間的夾角可以不同，坐標位置也可任意。這種布置方式的最大優(yōu)點是：它既有較強的橫向剛度，又有足夠的橫搖柔度，因此特別適

21、用于像汽車發(fā)動機這樣既要求有較大的橫向穩(wěn)定性，又要求有較低的橫搖固有頻率以隔離由不均勻扭矩引起的橫搖振動。此外，它還可以通過斜置角度、布置位置以及隔振器兩個方向上的剛度比等適當配合來達到橫向橫搖解耦的目的，這是平置式較難做到的。3) 會聚式。這種布置方式的特點是彈性支承的所有隔振器的主要剛度軸均會聚相交于同一點。除了有良好的穩(wěn)定性外它最大的優(yōu)點是可以通過調(diào)節(jié)傾斜角度和布置坐標的關系來獲得六種完全獨立的振動模態(tài)。但是這種布置方式實施起來并不容易，且一般汽車發(fā)動機并沒有縱向激勵，斜置式完全能夠滿足隔振要求，因此應用不多。以上三種布置方式，各有其優(yōu)點，在實際設計工作中，根據(jù)相關的邊界條件、整車的開發(fā)

22、定位、系統(tǒng)設計的細化目標等設計環(huán)境而靈活選擇。3.2 懸置點的數(shù)目及其位置選擇 汽車發(fā)動機的懸置系統(tǒng)多采用三點或四點支承。一般較老式的發(fā)動機多在風扇端設置一個或兩個支承點，而在飛輪端設置兩個支承點；新式的則反過來，在風扇端設置兩個支承點，而在飛輪端則放一個或兩個。這主要是根據(jù)發(fā)動機類型（是汽油機還是柴油機），前后承載重量分配以及激振力情況而定的。三點支承的優(yōu)點是不管汽車怎樣顛簸、跳動，它總能保證各支承點處在一個平面上，這就大大改善了機體的受力情況。目前有很多汽車發(fā)動機即使是采用四點支承的也力求將飛輪端的那兩點盡量靠攏，以達到三點支承的效果。 此外三點懸置系統(tǒng)，通過合理設計可以達到上下方向、扭轉(zhuǎn)

23、振動的獨立解耦，從而大幅減小了耦合振動。其中左右懸置通常接近扭轉(zhuǎn)慣性軸位置布置，特別支持上下方向的振動解耦。右懸置通常采用效果更佳的液壓懸置，與發(fā)動機連接布置，支持隔離發(fā)動機燃燒激勵、慣性力激勵、路面激勵。左懸置通常就采用普通的橡膠懸置，與變速箱連接布置，在隔離激振的同時起到動力總成限位的作用。后懸置通常與變速箱連接布置，承受扭矩，重點起到動力總成的縱向限位。 四點懸置系統(tǒng)，同樣可以達到上下方向、扭轉(zhuǎn)振動的獨立解耦，從而大幅減小了耦合振動的要求。其中左右懸置也接近扭轉(zhuǎn)慣性軸位置布置，特別支持上下方向的振動解耦。前后懸置主要承受由行駛工況引起的扭矩，重點起到動力總成的縱向限位。相對于三點懸置系統(tǒng)

24、，四點懸置系統(tǒng)的優(yōu)點是發(fā)動機搖振和怠速工況振動效果良好，但此種布置中前后懸置的剛度變化將引起發(fā)動機位置變化，導致怠速時的預載變化，其次通常需要前橫梁支撐前懸置，導致減振效果的下降。 通常在選擇支承點的布置位置時除了要滿足整車布置協(xié)調(diào)、系統(tǒng)解耦條件外還有兩個問題需要考慮：一是打擊中心問題。設計良好的懸置系統(tǒng)發(fā)動機本身的運動即使是在惡劣的道路條件下也不會很大，且隔振器也不會遭受過大的動載荷。但在有些發(fā)動機中，如直列式四缸發(fā)動機，當曲柄間隔為180度時存在著嚴重的二次不平衡慣性力，由它將引起機組劇烈的縱搖振動。在這種情況下如應用打擊中心理論將發(fā)動機的前支承布置在激振力的作用平面內(nèi)（氣缸體的橫向中心面

25、處），后支承布置在打擊中心處，就可以大大減輕激振力通過后支承向車身的傳遞，有效地減小汽車振動。后支承位置可按下式確定： 式中： J發(fā)動機繞通過重心的橫向主慣性軸ZZ軸的轉(zhuǎn)動慣量 m發(fā)動機的質(zhì)量 b發(fā)動機前支承到重心的距離 L發(fā)動機前后支承間距離二是車身一階彎曲振動問題?，F(xiàn)代汽車發(fā)動機機組作為一個彈性體其一階彎曲振動的固有頻率并不是很高的，而功率強大的發(fā)動機的高頻段的激勵頻率卻是很豐富的，因此很有可能導致機身產(chǎn)生一階彎曲振動共振。在這種情況下如能將支承點安置在振型曲線的節(jié)點處，對于減輕隔振器的附加載荷是很有利的。利用打擊中心布置發(fā)動機懸置示意如圖（2-2）動力總成質(zhì)心打擊中心后（左）懸置的位置抗

26、擺懸置對應的位置（圖2-2）打擊中心布置前后（左右）懸置的位置應用打擊中心理論和基于扭布置發(fā)動的懸置，首先找出扭矩軸,使前（右）懸置的彈性中心落在扭矩軸線上,以使垂向、橫向和側傾三個自由度之間的耦合剛度為零,同時盡量使側傾剛度較小;然后以扭矩軸為基準，把前后（右左）懸置布置在互為撞擊中心的共軛點上。對于受較大不平衡往復慣 性力 擾動的動力總成,應將前（右）懸置布置在不平衡往復慣性力的作用中心點,后（左）懸置則布置在與前懸置互為撞擊中心的共軛點上,使不平衡慣性力不會引起后（左）懸置的過大響應。這種布置尤其適合于前（右）端裝用液阻懸置后（左）端仍裝用橡膠懸置的動力總成懸置系統(tǒng),可充分發(fā)揮液阻懸置的

27、低頻時大阻尼高頻時低動剛特性的高效隔振緩沖作用。在考慮動力總成和車身 的彈性彎曲振動模 態(tài)時,對前后懸置（右左）的布置又提出了更多的要求。僅考慮動力總成的垂向第一階彎曲振動模態(tài)時,如果使前后（右左）懸置分別位于該模態(tài)的兩個節(jié)點A B 上,如圖（2-3）所示,則動力總成的第一階彎曲振動不會傳遞到車身上,車身的高頻彎曲振動也不會激起動力總成的一階彎曲共振,既可顯著提高汽車的舒適性,又改善了動力總成的工作條件和使用壽命。（圖2-3） 動力總成第一階彎曲振動模態(tài)3.3 懸置系統(tǒng)設計的頻率參數(shù)在工程實際中懸置系統(tǒng)的振動都是按剛體模態(tài)來處理的，整臺機組在空間的運動具有六個自由度，即三個沿相互垂直的通過重心

28、的軸線的往復運動和三個繞此三根軸線的回轉(zhuǎn)運動，這樣就有六個振動模態(tài)，相應就有六個固有頻率。而理論分析表明，汽車發(fā)動機的六個振動模態(tài)并不是完全耦合在一起的，而是形成兩組三聯(lián)耦合振動，即垂向-縱向-縱搖及平搖-橫向-橫搖。推薦的懸置系統(tǒng)固有頻率范圍如下：1 平搖、橫搖（以及平搖-橫搖耦合振動時的） 這兩個固有頻率是汽車發(fā)動機隔振設計能否成功的關鍵要素，特別是橫搖f，一般推薦值為： ，（或）1/（1.21.4）*1/21/2*h/2*n/60 (Hz) 這里h為氣缸數(shù)(對于V型發(fā)動機則為一列的氣缸數(shù)),n為曲軸的怠速轉(zhuǎn)速(r.p.m),系數(shù)(1.21.4)是考慮到底架有限質(zhì)量的影響,當?shù)准茉捷p巧而機

29、器越重時取大的值,1/21/2則是為滿足隔振要求所必需的頻率比。2 垂向、縱搖（以及縱向-縱搖耦合振動時的） 在選擇這三個固有頻率時要考慮到不要引起怠速轉(zhuǎn)數(shù)下的一次激振力共振,以及由于道路不平引起的汽車上、下過大的振動載荷。也即是說不宜過小，一般可取 ，（或）=1015 （Hz）3 橫向 由于汽車行走時左、右方向的動載荷沒有上、下方向大，因此的數(shù)值可以取得比小些，只需避開怠速轉(zhuǎn)數(shù)下的一次激振力共振即可，一般可取 =510 （Hz）4 縱向 這個頻率是無足輕重的，因為發(fā)動機不存在縱向激振力。四、懸置系統(tǒng)相關設計參數(shù)4.1動力總成參數(shù)懸置系統(tǒng)在設計分析中，動力總成的各項特性參數(shù)是懸置系統(tǒng)設計的主要

30、輸入條件，它包括：動力總成的重量、重心位置、慣性軸的位置、各轉(zhuǎn)動慣量等。如下表4.1、表4.2。表4.1表4.2以上動力總成的數(shù)據(jù)由發(fā)動機和變速箱分別提供，根據(jù)實際情況也可以測試得到，具體的測試方法可以參考動力總成質(zhì)心轉(zhuǎn)動慣量測試規(guī)范。4.2 制約條件理論設計上的懸置點具體位置以及為達到各點懸置性能所需的結構、外形尺寸常常受到整車布置中的布置空間、邊界條件等的限制而需要適當?shù)匦薷南鄳囊恍┚唧w設計目標參數(shù)。例如：XX車型的前艙相對于某一款發(fā)動機其布置空間很有限，前后方向上發(fā)動機體與車身的靜態(tài)間隙非常小，這時候懸置系統(tǒng)的設計必須考慮到發(fā)動機動態(tài)時的前后翻轉(zhuǎn)角必須小于實際的允許值，否則動態(tài)的情況下就很容易發(fā)生干