动力总成悬置系统的布置设计与解耦优化

表1 动力总成间隙校验
驱动型式
FF车
FR车
行驶工况 前进
后退
前进
后退
扭转角度 3.5°
4°
4°
4°
扭转方向 向前方 向后方 向右方 向左方
图 1 用打击来自百度文库心理论布置悬置位置
前置前驱式汽车的动力总成悬置因结构紧凑 空间利用率高，价格较低，高速行驶时具有很好 的平顺性和安全性，在中低档轿车中得到广泛的 应用。
FF 式汽车的动力总成左右悬置的中心连线 最好能与主惯性轴重合，但受整车发动机舱的结 构布置的限制，左右悬置的中心位置允许在直径 为 50 mm 的圆柱体范围内布置。
总之，动力总成悬置布置方法有惯性主轴支 持法和重心支持法。通常前置前驱(简称 FF 式)汽
2 悬置系统模型和布置设计
2.1 简化模型及坐标系的建立 动力总成悬置系统的设计和分析模型是建立
表 2 为 SEM 某款车型动力总成的质量特性。
表 2 动力总成质量特性参数
质量/kg
质心位置/mm
X
Y
Z
转动惯量/kg.mm2
IXX
IYY
IZZ
惯性积/kg.mm2
IXY
IXZ
IYZ
148.37
-185.02 28.57 198.22 9.93 4.29 9.53 -1.66 0.29 1.19
左悬置 右悬置 后悬置 前悬置
悬置系统是汽车动力底盘的重要组成部分， 是影响汽车的乘坐舒适性和整车平顺性及 NVH 性能的重要因素。动力总成悬置系统是动力底盘 与车身之间的连接桥梁，随着汽车技术的发展和 路况的不断改善，动力总成成了汽车的最大振动 源，为改善汽车的乘坐舒适性，悬置必须具有良 好的隔振作用。一方面，悬置要阻隔发动机振动 源向车身侧传递动力，这类隔振形式称为积极(主 动)隔振；另方面，需阻止路面不平激励传给发动 机造成的振动和冲击，这类隔振形式称为消极(被 动)隔振。可见动力总成的悬置系统必须起双重隔 振的作用，从隔振角度而言，希望悬置越软越好， 以期将振动隔离到最小；而从支承和限位的角度 来讲，由于布置空间和结构的限制，希望悬置越 硬越好，所以合理选择和优化悬置系统的刚度设 计是极其重要的。
90 90
0
90
90
0
90
90
0
90
W 90 90
0
90
90
0
65 90
25 110 90 20
3 悬置系统优化设计
动力总成悬置系统的解耦优化设计是在扭矩 轴坐标系中进行的，设计方法的基本思想是通过 合理设计悬置的刚度、布置位置、布置角度(安装 角)，通过优化计算，使其具有较高的振动解耦程 度，减小总成与车体间传递的振动，从而提高汽 车的乘坐舒适性。主要考虑的因素有总成刚度模 态的解耦水平和模态频率分布，希望悬置系统在 动力总成在扭矩轴坐标系下完全解耦。
2.2 模型原始数据取得
汽车动力总成悬置系统特性分析和优化计算 所需的质量特性参数，可以通过专用测试设备量 测取得，也可通过 CATIA 3D 计算得出。动力总 成参数包括质量、质心位置、转动惯量和惯性积。
整左右悬置的位置，使得左右悬置弹性中心的连 线尽量与转轴平行，越靠近转矩轴越好。根据以 上布置原则和工程的实际情况，各悬置点在动力 总成质心坐标系下的坐标值见表 3，安装角度参 见表 4。
表 3 悬置位置坐标
X
Y
-170.3
-455.7
-196.2
451.6
124.9
-131.
450.4
-92.8
mm Z 253.4 380.2 -20 -12.7
表 4 悬置位置安装角
(°)
左悬置
右悬置
后悬置
前悬置
X
Y
Z
X
Y
Z
X
Y
Z
X
Y
Z
U
0
90 90
0
90
90
25
90
115
20
90 70
V 90
0
作者简介：李玉桂(1963－)，男，工程师，研究方向：汽车设计。
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机电技术
2012 年 2 月
性中心都落在转矩轴线上。这样在悬置的刚度满 足一定条件下，当前后悬置处于互为打击中心位 置上，且前后悬置的弹性中心都落在动力总成的 转矩轴上，就可以用打击中心和弹性中心理论来 确定前后悬置的位置。此时可实现 Y 轴的横向振 动、Z 轴垂直振动和绕 X 轴转动模态的解耦。可 以大大减轻激振力通过后支承向车身的传递，有 效地减小汽车振动。后支承位置可按下式确定：
目标
Fore/Art
Lateral
Bounce
Roll
Pitch
Yaw
频率/Hz
7～13
图 3 悬置力-位移非线性特性
(见表5)，以此作为边界条件，预计算静态载荷， 设定悬置的Z向刚度范围，并预设每个悬置点的3 个方向弹性主轴的刚度。在确定每个悬置的安装 位置及安装角的情况下，通过迭代算法，以解耦 程度，可确定悬置力—位移非线性中线性段的静 刚度K3，动静刚度的倍率关系通常Kd=(1.3～2.5) KS，悬置力—位移关系中(见图3)其它的各段刚度 值及拐点坐标主要是按图4在各个行驶工况(通用 汽车公司规定有29种工况)的期望要求(图4)和悬 置的疲劳寿命来确定的。
1 2
ωi2ϕki
6 i =1
mkiϕki
=
1 2
ωi2
ϕT i
M
ϕ i
6
ϕki mkiϕki
i =1
ϕT M ϕ
i
i
(5)
应用 ADAMS 软件得到 6 个固有的模态后， 利用振型得到悬置系统的能量分布，根据能量分 布情况判断悬置系统的解耦率是否到目标要求。
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机电技术
2012 年 2 月
如未达成，则需改变参数提高某些方向的解耦程 度。再利用迭代的算法，可优化选取各悬置的刚 度。
悬置系统的解耦设计方法主要有扭矩轴理论 和能量解耦法，理论依据是振动理论，动力总成 悬置的质心运动可用如下方程式表达。
[M ]{X} + [K ]{X } = {F}
(2)
由此推导出
[K] −ω2[M ] = 0
(3)
{[K ] − ωi2
[M
]}{ϕ} i
=
0
(4)
式中[M ] ，[K ] 分别是质量矩阵和刚度矩阵，{ϕ} i
第1期
机电技术
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动力总成悬置系统的布置设计与解耦优化
李玉桂
(东南(福建)汽车工业有限公司研发中心，福建 福州 350119)
摘 要：介绍悬置系统在发动机舱的布置方法，建立了动力总成悬置系统的动力学模型，提出了选择悬置系统的原 则，对动力总成悬置系统的刚度和频率进行设计分析并进行了振动解耦优化。
关键词：动力总成；悬置系统；设计方法；解耦优化 中图分类号：U463.33 文献标识码：A 文章编号：1672-4801(2012)01-049-05
左悬置 右悬置 后悬置 前悬置
KS 静刚度 N/mm UVW 108 35 125 100 100 119 113 30 45 125 35 48
Kd 动刚度 N/mm
UV
W
151 49 175
140 140 238
158 42 63
175 49 67
结构上限制悬置元件在各个方向的最大位移量
表 7 频率的设定范围及解耦目标
表 5 悬置极限位移量
极限位移量/ mm
上下方向
±15
左右方向
±10
前后方向
±10
绕 3 个轴转动
<±30
表 6 悬置系统动静刚度
图 4 不同工况下悬置力—位移曲线工作点
3.1 悬置的刚度优化设计
动力总成悬置系统除了作为支承元件承受动 力总成的质量以外，在发动机启动、制动和转向 等工况下，为避免动力总成产生过大的位移而与 其它部件发生干涉，通常需从悬置的设计上以及
本文以 SEM 某款轿车的动力总成悬置系统 布置为平台，对动力总成悬置系统的设计和优化 进行研究总结举隅。
1 悬置系统的布置方式及其位置选择
1.1 悬置系统的设计要求
动力总成的悬置主要起着支承、限位和隔振 三个作用。在设计时必须达成如下要求：
1) 在所有工况下能承受动、静载荷，并使发 动机总成在所有方向上的位移处于可接受 的范 围内，不与车身和底盘上的其它零部件发生干涉；
定义为模态矩阵，可求解得到模态的固有频率和
模态向量；当动力总成悬置系统以第 i 阶固有频
率 fi = ωi 2π (i=1,2,3……6) 和 振 型
{ϕ} i
=
(ϕ1i
,ϕ2i
,ϕ3i
,......ϕ6i
)T
振动时，第
k
个广义坐
标上的能量 E(k,i) 即解耦率为：
∑[ ] ∑[ ] { } { } { } { } E(k,i)=
图 2 动力总成系统简化模型
第1期
李玉桂：动力总成悬置系统的布置设计与解耦优化
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结于动力总成上，和定坐标保持平动关系，悬置 弹性主轴广义坐标系 O-UVW 也为固定坐标系， 主要用于动力总成系统匹配计算。
2.3 悬置位置设计
由动力总成的转动惯量数值可以确定出转矩 轴的方向余弦，根据动力总成转矩轴的位置，调
在振动力学理论的应用上。将动力总成和车架看 成刚体，将各个悬置元件简化为三个互相垂直的 线性弹簧粘性阻尼元件，这样动力总成悬置系统 就可以简化成有六个自由度的“刚体-弹性支承” 的振动系统模型，如图 2 所示。图中定坐标系整 车坐标系 O-XYZ，O 点为整车数模坐标原点，正 X 向指向车头，Z 轴垂直向上为正，Y 向按右手定 则确定。动坐标系 GO-XYZ 为动力总成质心坐标 系，GO 为动力总成在静态时的质心(位置)点，三 个坐标轴的方向和定坐标系相同，该坐标系固
1.4 悬置系统的间隙设定
在概念设计和计划图设计阶段，动力总成在
发动机舱里布置的成立性就必须得到关注和确
认。一般在进行汽车动力总成布置时，动力总成
及其附件与车身和底盘间的最小距离必须大于
20mm，动态的间隙是以表1进行校核而不与车身 和底盘部品发生干涉。对于横置(E-W)的动力总 成，其旋转轴是以发动机的曲轴偏后约60 mm来 校验其与周边的间隙。
2) 能充分地隔离由发动机产生的振动向车 架的传递，降低振动噪声；
3) 能充分地隔离由于地面不平产生的通过 悬置而传向发动机的振动，降低振动噪声。
1.2 悬置系统的布置
汽车动力总成悬置系统多采用三点或四点支 承。通常在选择支承点时要考虑发动机的排量和 型式。三点支承的优点是不管汽车怎样颠簸、跳 动，它总能保证各支承点处在一个平面上，这就 大大改善了机体的受力情况。目前有很多汽车发 动机即使是采用四点支承的也力求将飞轮端的那 两点尽量靠拢，以达到三点支承的效果。三点悬 置系统，通过合理设计可以达到上下方向、扭转 振动的独立解耦，从而大幅减小了耦合振动。其 中左右悬置通常接近扭转惯性轴位置布置，主要 支持上下方向的振动解耦。右悬置通常采用效果 更佳的液压悬置，与发动机连接布置，支持隔离 发动机燃烧激励、惯性力激励。左悬置通常就采 用普通的橡胶悬置，与变速箱连接布置，在隔离 激振的同时起到动力总成限位的作用。后悬置通 常与变速箱连接布置，承受扭矩，重点起到动力 总成的纵向限位。动力总成四点悬置布置中，承 受扭矩的前后两个悬置的高度尽可能与动力总成 质心的高度相同，左右两个悬置应布置在扭矩轴 上，如条件不允许，应尽可能靠近扭矩轴并完全 承受动力总成的重量。四点悬置系统，同样可以 达到上下方向、扭转振动的独立解耦，从而大幅 减小了耦合振动的要求。相对于三点悬置系统， 四点式悬置的稳定性好、能克服较大的转矩反作 用力，不过扭转刚度较大，不利于隔离低频振动。
动力总成横置的 FF 式汽车驱动轴平行于发 动机曲轴，动力总成输出扭矩和驱动反力矩均作 用于动力总成的前后悬置上；动力总成纵置的 FF 式汽车驱动轴垂直于发动机曲轴，扭矩激励作用 于两前悬置上，驱动反力矩作用于变速箱悬置上。 在 FF 式汽车中，驱动反力直接作用于动力总成 上，故悬置除了支承动力总成的质量、扭矩波动 力、往复惯性力外，还应支承驱动反力矩，其反 力矩的大小由主减速比确定，一般是动力总成输 出扭矩的 3～4 倍。因此，为了限制动力总成的振 动，悬置应具有较高的刚强度。
1.3 悬置系统的悬置方式选择
在动力总成 FR 布置式的悬置系统中，多在 动力总成质心的左右各有一悬置，在变速箱后部 选用一点或二点悬置，组成三点式或四点式悬置 系统。对于 FR 式的动力总成的悬置结构较为对 称，其转矩轴线和曲轴线基本在一个平面内，即 便是两点，也可通过 V 型布置使得前后悬置的弹
L前 × L后 = I Y / m
(1)
式中：IY ——发动机绕通过重心的横向主惯性轴 Y 轴的转动惯量；
m——发动机的质量； L 前——发动机前支承到重心的距离； L 后——发动机后支承到重心的距离。
车采惯性主轴支持法布置，可采能量解耦法来确 认模态的解耦程度；而前置后驱(简称 FR 式)的汽 车采后者，可用扭矩理论求解惯量矩阵标准特征 值即取得主惯性矩值，特征值所对应的模态向量 即为主惯性轴的方向余弦值。