发动机悬置计算方法
发动机悬置系统
•
发动机滚动振动、与车体对上下振动的
•
振动回应的合成。
・悬置的传递特性、是以悬置系统的滚动刚性值
和上下刚性值来评价的、与悬置的方式无关。
•以下、将发动机悬置简化、 •分析发动机起振力的传递性。
•关于怠速振动的对策
•②直列4缸发动机的起振力-概要
•B
•B •上下力-往复惯性部分
• ～（活塞系重量）×（发动机转数ω）
•输入频率和振动系统的固有值、将决定之后的 •振动传递特性。
•振动控制要素 •弹性区域；弹簧刚性（K） •共振区域；衰减（C) •质量区域；质量M)
•振动传递率
•fn •√2 fn
•共振区域 •弹性区域 •质量区域
•防振区域
•频率 Hz
•发动机悬置系统的振动形态与ＮVＨ项目
•频率 （Hz） •振动形态
•・对于较重、高输出的发动机、重心支撑方式有利。 • 但是如果能充分确保悬置的容量的话、对振动面 • 很有利。
•关于主要振动问题的对策
与发动机悬置相关的主要振动噪音问题如下所举
•现 象
•起振力成分
•上•左•前•滚•颠•摇 •下•右•后•动•簸•摆 •1
•频率区域（Hz)
•5 •10 •50 •100 •500 •1000
•在扭矩滚动轴上设置动力装置的主悬置、 •支撑重量、用软弹簧接受主要的滚动力 •・由于动力装置会以扭矩滚轴为中心旋转、 • 需要设置防止这种旋转的滚动限位器悬置
•扭矩 • 滚动轴
•主悬置
•滚动悬置（软弹簧）
•关于发动机悬置的布置
•②种类-1)惯性主轴方式悬置 2/3
•非偶合化的观点
•相对主要起振力方向(滚动方向)的输入、应尽量避免发生 •其他的方向成分。
动力总成悬置系统运动包络及工况载荷计算方法
动力总成悬置系统运动包络及工况载荷计算方法吕兆平吴川永上汽通用五菱汽车股份有限公司技术中心【摘要】本文论述了动力总成位移控制设计的一般原理，以一微车动力总成悬置系统为研究对象，结合通用汽车公司全球标准的28种载荷工况，介绍了求解各悬置点反力以及发动机质心位移和转角的方法，该计算数据为悬置支架的强度校核以及发动机仓零件设计及布置提供了理论依据。
[关键词]动力总成悬置系统，运动包络，工况载荷The calculation method for the motion envelop and loadcase force of the powertrainmount systemLv Zhaoping Wu chuanyong(Technical Development Center,SAIC GM Wuling Automobile Co.,Ltd..,Liuzhou 545007 ) [Abstract]The general principle for the design of motion control for powertrain mounting system is presented。
Take a mini van powertrain mounting system as the object of study. with the 28 loadcase of the GM global standards. Introduces the method to solve the reaction force at the mounting points and the displacement and rotation of the COG of the powertrain.the calculated data provides a theoretical basis for the mounting bracket strength check and the parts of engine warehouse design and layout.[Keywords] powertrain mount system，motion envelop，Loadcase force前言[1]动力总成悬置系统的主要功能有两个，一是减振，二是限位。
01-发动机悬置设计_20200225211148
p 弹性中心：作用于动力总成上的外力，如果通过悬置系统的弹性中心，则动力总成 只会发生平动而不产生转动。反之，动力总成在产生平动的同时还会产生转动，即 运动耦合。 同样，如果一个外力矩绕弹性中心主轴线作用于动力总成上时，动力总成只会 产生转动而不产生平动。反之，在产生振动的同时还会产生平动，出现两自由度运 动耦合。 弹性中心是由弹性原件的刚度和几何布置决定的，与被支承物体的质量无关。 理论上如果动力总成的质心通过发动机悬置的弹性中心时，就可获得六个自由度上 的振动解耦。 但在实际中是很难实现的，发动机的激励主要是垂直和扭转，因此只要在主要 振动方向进行解耦即可。
纵置取二阶张量矩阵逆阵中的第一列进行归一化，而横置对第二列进行归一化。 横置动力总成扭矩轴与动力总成坐标系下x，y，z轴夹角的方向余弦为：
February 25, 2020
Book of medicine also, good reading can cure a fool. Ø 解耦设计-弾性轴
February 25, 2020
Ø 解耦设计-扭矩轴
弹性中心
Book of medicine also, good reading can cure a fool.
左悬置
右悬置
主惯性轴、扭矩轴及曲轴位置中心 线相对位置示意图
横置动力总成悬置系统扭矩轴的计算 横置动力总成悬置系统中扭矩轴的计算方法与纵置的计算方法类似，不同点在于
另外，由于各自由度振动的互为耦合，很难对某个产生共振的自由度上的频率进行 个别改进而不影响其它自由度上的隔振性能。
发动机悬置计算方法
W18036N W2=Wt588N W32460N L10.3435m L20.7545m L30.87m L41.297m L50.116m L60.06m L70.427m h 1150mm h 2 3.3mmB 305.5mmA 186mmWe 8624Nθ45°0.78539815rad 公式1公式2计算结果：F 1+F 2=11084.00N W1*L1=2760.37N W2*(L6+L5+L2)=547.13N W3*L4=3190.62N F 2=7469.10N F 1=3614.90N M X =469.36N.m 0.1属于百分比620rpm 6个31Hz 1807.45N 3734.55N 9.35Hz 2.85mm 634N/mm 1311N/mm 1.3825N/mm角度与rad转换前悬置安装仰角45°小于1200N.m,表明不需要加变速器辅助支承。
发动机质心高度变速器质心高度支承点半水平距离支承点低曲轴中心由W 1与W 2合成发动机总质量770Kg+含冷却液30Kg+机油20Kg 离合器总质量60Kg 变速器总质量240Kg+齿轮油13L(11Kg)F2*L3=W1*L1+W2*(L6+L5+L2)+W3*L4悬置系统传递率T=10%发动机怠速n气缸数iF1+F2=W1+W2+W3M X =F2*L5-W3*(L6+L7)公式3,假如不用变速器辅助支承,计算出来大于1200N.m则需要加支承说明：F1--前支承支反力，F2--后支承合成支反力悬置系统的自振频率F m =SQRT(F 2*T/(1+T))悬置软垫静变形量S=9.8*25.4/F m 2前悬置软垫静刚度K f =P 1/S后悬置软垫静刚度K r =P 2/S发动机外激干扰频率F=ni/120单前悬置软垫载荷P 1=F1/2=单后悬置软垫载荷P 2=F2/2=动静刚度比为1.2-1.6，取1.3前悬置软垫动刚度K f `=1.3K f1704N/mm 226.64mm 0.6383rad 6.750.7240.858261N/mm 38.62N/mm 0.28199.75N/mm 前软垫的垂直刚度前软垫的剪切刚度前软垫的侧向刚度弹性中心高度弹性中心到支点连线的仰角压缩刚度与剪切刚度之比k p =k f `/2(sin 2θ+cos 2(θ/k 0))后悬置软垫动刚度K r `=1.3K r A=((We*h 1+Wt*h 2)/(We+Wt))+A 1α=arctan(A/B)垂直方向的刚度值(90°状态)k s =k p /k 0cos 2θK L =2(K p *cos 2θ+Ks*sin 2θ)k 0=tanθ/tan(θ-α)sin 2θcos 2(θ/k 0)。
发动机悬置优化计算
0 引 言
在改善汽车平顺性和舒适性方面有着很重要的作 用 ,在对汽车的乘用舒适性和环保要求愈来愈高的
汽车动力总成是通过悬置系统安装在汽车车 今天 ,对汽车发动机的降噪和隔振势必受到人们的
架或车身上的 ,悬置系统承受着动力总成的质量 , 在受各种干扰力 (如制动 、加速等) 作用的情况下 , 悬置系统应能有效地限制动力总成最大位移 ,以 避免与相邻零部件碰撞[1 ] ; 同时 ,它应具 有良好
Eng ine suspen sion opt imizat ion
L I Li2bo
(Commercial Vehicl e Research Inst it ut e , Anhui J ianghuai Auto mo bi le Co. ,Lt d , Hefei 230022 ,C hi na)
Abstract : The s uspension syst em of e ngi ne has great infl uence o n i mp rovi ng a utomotive ri de perform2 ance and decrea si ng t he vibration level. Usuall y ,suspe nsion s yst em para met ers will be modified many t imes during design i n order to obtai n sati sfact ory cha racte ri stics . The met hod calculat es t he pa rame2 t ers of s uspension system by obt ai ni ng t he i nherent f requency and uncoupling. M atlab i s used to calcu2 lat e t he modul a nd power uncoupling of t he light2t r uck s uspension syst em. Ba se d on t hese t he calcula2 t ion by Adamas soft ware i s optimizesed. Thus a better result has been achieved in t he act ual application. Key wor ds : suspension ; vi bration ; unco upli ng ; M atla b ; Adamas
发动机悬置设计4
〇
Nissan Note
1.2supchgDI CVT
O-balance Pendulum
〇
China A test-car
1.0TDI 6AT +N-idle
Nothing Pendulum
〇
Engineering judgement for NVH
1)Outer-balance and Pendulum is OK ⇒we need check our design
2nd gear toothing
Motor noise
100
600
rotation unbalance
2K
12K
Electro-magnetic noise
power-plant bending1 power-plant bending2
Igen values AC compressor
distribution
Φ85mm
Type B
4点Pendulum和Upper T-rod的案例（１）
数值Upper T-rod的案例
2-3. Pendulum悬置的案例 1) 右 2) 左
3) T-rod 4) 三缸机
3)Engine-mount for new 3cylinder
If we put hydraulic resonance at 15Hz, New peak comes up at 20-24Hz
Diff order noise
Typical EV acceleration Noise 3D MAP
400Hzat3000rpm
3) 2)
800Hzat1000rpm
发动机悬置设计介绍-中文译文
固有频率的决定 弹性模数的决定
振动传递率→固有频率 固有频率→动弹性模数
悬置(INSURATOR)的决定
材料、形状的选定 目标规格设定
表达机械防振时， 设机械的加振力为F0（机械的强制振幅为a0）， 传到基础的力为F（机械的振幅为a）。 其传递的比例叫做传递率，由（1）式表示。
频率比和防振效果
振动传递率由机械的强制振动频率和防振支承时的固有频率之 比决定。
计算实例
动力总成载荷 发动机转速 200kg(支承载荷100kg) 700rpm(12Hz)
固有频率(f) 根据振动传递率10～15%的振动传递率曲线 N/f=3
f=N/3=700/3=233.3(rpm)=4Hz
动弹性模数(Ｋ) kd=(2πf)2xｍ/ 1000 =(2xπx4)2x100/1000 =59.7 (N/mm) 静弹性模数(Ｋ) ks=kd/α =42.6 (N/mm) α=1.4
Butadiene Rubber 苯 丁 橡 胶 ) 胶)
・ BR (Polybutadiene Rubber 聚 丁 二 烯 橡
・IR (Isoprene Rubber异戊二烯橡胶)
（２）特别要求耐油性加硫橡胶・NBR (Acrylonitrile Butadiene Rubber丙烯 氰聚丁橡胶) （３）特别要求耐候性加硫橡胶 ・CR (Chloroprene Rubber) ・PDM
中间连接板
倾斜配置
3-2.发动机悬置支架设计必要条件
(ａ)振动必要条件 目标：ｆｎ＞５００Ｈｚ； 通常因发动机振动产生噪声的频率为２００～ ４００Ｈｚ，设计时让支架在此频率之间不产 生共振。 (ｂ)強度必要条件 ①在坏路行驶时由路面输入的上下载荷； ②由起步、停止和加减速引起的驱动反力。 发动机和变速器悬置 ＦＦ車 上:10G，下:20G 前、后滚动阻尼器 加速0.6G 减速0.3G
动力总成悬置的设计方法
4. 设计阶段需要考虑的项目
(ａ)把各个自由度的振动解藕的同时使支持系统的固有振动频 率在激振频率数的1/√2以下，从而提高振动隔离的效果。
确定悬置的具体型式
确定悬置的材料，形状
f=固有振动频率(Hz) K=悬置的动刚度(N/mm) m=悬置支撑的重量(kg)
δ=载荷/悬置静刚度
确定静态情况下的悬置中心 位置
计算举例
动力总成重量 200kg(某悬置支撑载荷100kg) 发动机怠速转速 700rpm(23.33Hz) 固有振动频率(f) 振动传递率10～15%在振动传递率曲线上看到N/f=3
动力总成悬置的设计方法
1. 基本概念
输入项目
• 悬置的布置方式
• 动力总成的重量及各个支撑点的载荷
• 动力总成的转动惯量
输出项目 输出项目 悬置的刚度 悬置的材料 悬置支架
f 确定悬置的支撑位置
确定各支撑点的载荷 (总和等于动力总成的重量)
确定固有振动频率 确定悬置的刚度
振动传递率→固有振动频率 固有振动频率→悬置动刚度
3 悬置(还可能有连接拉杆) 连在弹性底盘结构上
第二种能够提供额外的减振效果。
优点
可以将动力总成和底盘结 构预先分装在一起，然后 再一起装到车身上。 如果底盘结构和车身是弹 性连接的话，还可以提供 额外的减震效果，以减少 从动力总成上传递到车身 上的动态力。
缺点
底盘结构增加了重量和 成本。 比较低的悬置点离动力 总成的最小运动轴线较远， 因此会有较大的动态运动。
发动机橡胶悬置的研究与优化_2_3_3发动机悬置系统自由振动微分方程_16_18
第二章 发动机悬置系统的振动分析C ＝C si C ui C vi (2.20)式中，1000cos sin 0sin cos ui ui ui ui ui C θθθθ⎡⎤⎢⎥=⎢⎥⎢⎥−⎣⎦； c o s 0sin 0c o s 0sin 0c o s v i v i v i v i v i v i C θθθθθ−⎡⎤⎢⎥=⎢⎥⎢⎥⎣⎦；cos sin 0sin cos 0001si si si si si C θθθθ⎡⎤⎢⎥=−⎢⎥⎢⎥⎣⎦ 将式(2.19)代入式(2.17)得112nT T i i i i i i U X C D C X ==∆∆∑ (2.21) 假设小位移得情况下，按照运动关系，系统中任一点在直角坐标系中得位移和广义坐标中变形之间有如下关系：i i X T Q ∆= (2.22)式中，100001000010i i i ii i i z y T z x y x −⎡⎤⎢⎥=−⎢⎥⎢⎥−⎣⎦(2.23) 式中，x i 、y i 、z i 为第i 个支承在总体坐标系得坐标。
将式(2.22)代如(2.21)得11111222n n T T T T T T T i i i i i i i i i i i i U Q T C D C T Q Q T C D C T Q Q KQ ==⎛⎞===⎜⎟⎝⎠∑∑ 由上式得系统在广义坐标系中的刚度矩阵1n T T i i i i i i K T C D C T ==∑2.3.3 发动机悬置系统自由振动微分方程如图2－2表示动力总成处于静平衡位置[10]。
以动力总成质心O 为坐标原点，设定沿动力总成曲轴方向并指向前方为X轴正方向，按照右手法则建立直角坐标系OXYZ ，如图所示。
动力总成的振动可分解为随同它的质心C点沿X ，Y ，Z 的三个平动，和绕质心O 点的转动。
在微振动条件下，其角位移可用绕X,Y,Z 轴的转角x θ,y θ,z θ表示。
纵置发动机悬置系统布置与计算
其中：Kw为垂向刚度指悬置安装角度（悬置整车方向受力情况如下：Y向受到位移后，扭矩方向受力情况如下：综上可得：对于前悬置而言，总存在一个点，使roll（绕在扭矩时，Y向位移为零。
即roll向与Y向耦合刚度为零，该点即为弹性中心点。
根据定义，K yrx为零时，弹性中心点其实仅限于roll向的耦合刚度的定义，进一步简化得：其中，l为压剪比kw/kv，Z/Y为高宽比。
悬置高宽比与压剪比、安装角度关系如图2所示。
图2弹性中心点与悬置参数关系如图2所示，Y向与roll向弹性点与悬置布置规律如下：①当压减比越高，其弹性点越高；②当安装角度处于23°左右，其弹性点时最高的，后，随安装角度增大而变小。
————————————————————作者简介:夏永文（1985-），男，究方向为动力总成悬置。
图1前悬置受力示意根据公式（6），很容易求得关于roll向与Z向耦合刚度的中心点与悬置参数关系，结果如图3所示。
图3roll和Z向耦合刚度中心点与悬置参数关系根据图3所示，roll向与Z向弹性点与悬置布置规律如下：①当压剪比越小，roll向与Z向弹性点越低；这个与前面所述的roll向与Y向弹性点相反。
②角度越小，弹性点越高。
对于roll向与Y向弹性点，角度到23°左右时弹性点最高。
因此，这两种弹性点对于悬置的压减比和角度布置是有一定的区别。
这样，我们很容易可以验证两者对于整车的实际影响。
3.2纵置布置点验证某商用车柴油车开发项目（纵置车型），前悬置安装角度为30°，根据前述计算，roll与Z（图4虚线）向及roll向与Y向弹性解耦点（图4实线）均在扭矩轴上方（如图4所示），变更压剪比，由1.5逐渐提升到7，roll与Z向的弹性点往下降低，roll与Y向的弹性点往上升高，两者趋势相反。
为了验证趋势，本方案将压剪比提高，roll与Z向弹性解耦点离扭矩轴更近，roll与Y向弹性解耦点离扭矩轴更远。
发动机悬置系统设计理论基础
7-9Hz
60%
＞1Hz
Fore/Aft 7-9Hz
80%
＞1Hz
Pitch
10.5-11.5Hz 90%
＞1Hz
Roll
＜13Hz
60%
＞1Hz
Yaw
＜13Hz
60%
＞1Hz
For Idle Condition
• 所有模态频率必须高于6Hz，以减少与车身刚体模态的耦合 • 所有模态频率必须低于21Hz，以减少与车身、转向柱及动力传动系统等模态的耦合 • Bounce与Pitch的模态频率的解耦率要着重关注 • Pitch与Fore/Aft 的模态频率至少隔开2Hz，Pitch与Bounce的模态频率至少隔开2Hz，
1) 在低频路面激励下，车辆的左右两个车轮 轨迹输入具有较高的相关性，即认为左右轮输 入基本一致。
2) 在高频路面激励下，车辆所受的激励实际 上大多只涉及到车轮跳动，对车身运动影响甚 微，这样车身左右两边的相对运动就可忽略。
这样，就将七自由度模型简化成一个线性的 四自由度半车模型。
再用一个动力学等效系统来代替上面的半车模型， 在动力学等效处理中，车辆系统的三个等效质量必 须满足以下三个力学条件，即：
1. 基本概念 发动机悬置系统的模型 能量解耦理论 悬置的布置理论
4. 悬置的布置理论
• 弹性中心定理
az (L 1) tan ay L tan2 1
• 打击中心定理
使A、B 两点互为撞击中心
1 2 J y / m
式中,Jy为绕通过质心的Y轴的转动惯量， m为刚体质量，α1、α2为A 、B 两 点到质心(C. G点) 的水平距离
某一车型动力总成刚体模态频率与解耦(pp=0.2mm)
发动机悬置系统设计
激振源频率成份分析
发动机旳干扰力和力矩
1) 惯性力引起旳干扰力
旋转质量 pr =m1rωe2 cos2ωet) 往复质量 pj =m1rωe2 (cosωet +λ
λ =r/l
总体合成：对直立四缸机有 六、八缸机有
pj II pj=0
8
文档仅供参考，如有不当之处，请联系改正。
隔振分析计算
2) 工作过程不均衡引起旳干扰力矩 Me呈周期化旳变化 周期函数可展开成富里哀级数
元件旳材料和许用应力
大多用天然胶，特殊情况用合成胶 元件损坏在于疲劳，平均应变对疲劳寿命影响很大， 拉伸工作对元件寿命很不利
压缩 剪切
许用应力
100～150N/cm2 10～20N/cm2
许用应变
15～20％ 20～30％
16
总结
文档仅供参考，如有不当之处，请联系改正。
悬置系统设计环节
17
文档仅供参考，如有不当之处，请联系改正。
Me=Mo + ΣMrsin(rωt+φr) [ω=2π/T]
对单缸机而言: 多缸机而言，直立、四冲程发动机
f=n•i/120 Hz n － 发动机转速 i － 缸数
9
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隔振分析计算
振动模型简化理论基础
发动机振动模型是以刚体弹性支承理论作为基础，以为发动机 是一空间自由刚体，经过3～4个具有三维弹性旳元件支承在刚性旳、 质量为无限旳机架上，它具有6个自由度运动（图示），它已被汽车工 程界广为接受，且有很好旳效果。 为了计算以便，现导出其矩阵形式旳振动微分方程式 无阻尼自由振动运动微分方程式，一般具有如下形式
液体阻尼悬置简介
悬置系统理想特征要求 液阻元件构造简介
大型液压挖掘机发动机悬置系统分析与设计计算
CONSTRUCTION MACHINERY37大型液压挖掘机发动机悬置系统分析与设计计算刘成亮，董永平（徐州徐工挖掘机械有限公司，江苏 徐州 221004）［摘要］文章通过对液压挖掘机发动机悬置系统分析，得出了计算模型和相应计算公式，同时对某型号挖掘机悬置系统出现的问题进行测试和分析，给出了有效的解决方法，为挖掘机悬置系统优化设计起到借鉴作用。
［关键词］液压挖掘机；悬置系统；固有频率［中图分类号］TU621 ［文献标识码］B ［文章编号］1001-554X （2019）03-0037-05Analysis and design calculation of engine mounting systemfor large hydraulic excavatorLIU Cheng -liang ，DONG Yong -ping大型液压挖掘机多用于高负荷、高粉尘、高转速的作业工况下。
若发动机的有害振动得不到有效控制，会引起相应零部件的早期疲劳损坏，直接影响挖掘机的可靠性，同时还会对机器的平稳性、舒适性和安全性有很大影响。
1 液压挖掘机悬置系统分析悬置系统是指把发动机传递到支承系统的振动减小到最低限度，成功地控制振动的系统；悬置系统的隔振性能的主要取决于其结构型式、几何位置及悬置减震器的结构、刚度和阻尼等特性。
1.1 悬置系统的作用悬置系统在整个机器运行过程中影响到整机的性能和操作人员的操作稳定性、舒适性。
概括来说悬置系统有以下作用：（1）支承作用，支撑发动机动力总成，使其不至于产生过大的静位移而影响正常工作。
（2）限位作用，发动机在受到各种干扰力（如制动、加速或其它动载荷）作用的情况下，悬置有效地限制其最大位移，以避免与相邻零部件的碰撞或干涉，确保动机动力总成正常工作。
（3）隔振作用，尽可能降低动力总成和底盘及车身之间的双向振动传递，满足整车平顺性和舒适性要求。
1.2 悬置系统振动原理发动机悬置系统的振动由激振源引起的，它的振动传给机架，在机架中以弹性波的形式传播，并引起安装在机架上的其他零部件的振动。
汽车发动机悬置系统主要特征参数的计算分析
Abstract: Engine is one of most im portant vibration sources and noise sources . It is an effective meas2 ure of imp roving the riding com fort to use a vibration isolating system w ith good performance to separate vibration and noise com ing from the engine from the auto body . This paper studies the characteristic pa2 rameters of the engine mounting system and puts forward a m ethod of emp loying the double - line cush2 ion material for the engine mounting system. Key words: engine; double 2lined type; vibration isolating system
式 ( 4 ) 中 :M 为系统的惯性矩阵 ; K 为系统的 T 刚度矩阵 ; q = ( x, y, z,θ 为广义坐标列向 y ,θ z) ¨ 量 ; q为广义加速度列向量 ; T 为广义激振力列向 量. 2. 1 系统的动能 T 和惯性矩阵 M 对发动机上任一点 m ( x , y , z) , 其微小位移 可表示为广义坐标 q的函数 : Δx = x + z θ θ y - y z Δy = y - z θ θ ( 5) x + x y Δz = z - x θ θ y + y x 则该点相对于固定坐标系 ( X, Y, Z ) 的速度 为: Δx = x + z θ θ y - y z Δy = y - z θ θ + x z x Δz = z - x θ θx y + y 系统的动能 T 为 :
汽车悬置软垫参数计算
悬置软垫参数计算
发动机悬置软垫隔振效率的关键是如何根据已知的条件计算出减振器的固有频率，当减振器的固有频率一旦确定后，隔振效率也就随之而确定了。
所以说减振器的固有频率是最关键的参数。
根据无锡凯华减震器公司提供资料整理悬置软垫计算公式和步骤如下：
1、 确定悬置软垫隔振效率目标值：一般选取%95~%80=η
2、 计算传递率： η−=1A T
3、 选取合适的阻尼比ξ：07.0~05.0==C
C C ξ 一般选取0.06 注：C －阻尼系数 C C －临界阻尼
4、 根据以下公式求λ
2222222222)1(4]2)1(4[)1(42A
A A A A A A T T T T T T T −−−−+−−=ξξλ 5、 确认发动机扰动频率f ；
260τ
××=i
n f
n －发动机转速
i －发动机缸数
τ－发动机冲程
6、 根据公式n f f =
λ求解悬置软垫固有频率n f 7、 根据公式W
k g m k f n ×==
ππ2121求解悬置软垫在该载荷下静刚度参数k
m ：悬置承受载荷（Kg ）
8、天然橡胶动静刚度比：1.2～1.6 选取动静刚度比1.4。
9、根据已经计算出的额定负荷下软垫静刚度求解在额定负荷下
固有频率时的悬置动刚度。
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W18036N W2=Wt
588N W3
2460N L1
0.3435m L2
0.7545m L3
0.87m L4
1.297m L5
0.116m L6
0.06m L7
0.427m h 1
150mm h 2 3.3mm
B 305.5mm
A 186mm
We 8624N
θ45°
0.78539815
rad 公式1公式2计算结果：
F 1+F 2=
11084.00N W1*L1=
2760.37N W2*(L6+L5+L2)=
547.13N W3*L4=
3190.62N F 2=
7469.10N F 1=
3614.90N M X =469.36N.m 0.1属于百分比620rpm 6个31Hz 1807.45N 3734.55N 9.35Hz 2.85mm 634N/mm 1311N/mm 1.3825N/mm
动静刚度比为1.2-1.6，取1.3
前悬置软垫动刚度K f `=1.3K f 悬置系统的自振频率
F m =SQRT(F 2*T/(1+T))
悬置软垫静变形量S=9.8*25.4/F m 2
前悬置软垫静刚度K f =P 1/S
后悬置软垫静刚度K r =P 2/S
发动机外激干扰频率F=ni/120
单前悬置软垫载荷P 1=F1/2=
单后悬置软垫载荷P 2=F2/2=
悬置系统传递率T=10%
发动机怠速n
气缸数i
F1+F2=W1+W2+W3
M X =F2*L5-W3*(L6+L7)公式3,假如不用变速器辅助支承,计算出来大于
1200N.m则需要加支承
说明：F1--前支承支反力，F2--后支承合成支反力发动机总质量770Kg+含冷却液30Kg+机油20Kg 离合器总质量60Kg 变速器总质量240Kg+齿轮油13L(11Kg)F2*L3=W1*L1+W2*(L6+L5+L2)+W3*L4
发动机质心高度变速器质心高度支承点半水平距离支承点低曲轴中心由W 1与W 2合成小于1200N.m,表明不需要加变速器辅助支承。
角度与rad转换前悬置安装仰角45°
1704N/mm 226.64mm 0.6383rad 6.750.7240.858261N/mm 38.62N/mm 0.28199.75N/mm 垂直方向的刚度值(90°状态)k s =k p /k 0cos 2θK L =2(K p *cos 2θ+Ks*sin 2θ)k 0=tan θ/tan(θ-α)sin 2θcos 2(θ/k 0)k p =k f `/2(sin 2θ+cos 2
(θ/k 0))后悬置软垫动刚度K r `=1.3K r A=((We*h 1+Wt*h 2)/(We+Wt))+A 1α=arctan(A/B)弹性中心高度弹性中心到支点连线的仰角压缩刚度与剪切刚度之比前软垫的垂直刚度前软垫的剪切刚度前软垫的侧向刚度。