汽车发动机悬置系统分析、布置方法、设计流程及悬置软垫的设计

汽车发动机悬置系统分析、布置方法、设计流程及悬置软垫的设计
汽车发动机悬置系统分析、布置方法、设计流程及悬置软垫的设计
悬置系统:
发动机本身是一个内在的振动源，同时也受到来自外部的各种振动干扰。

引起零部件的损坏和乘坐的不舒适等。

所以设置悬置系统，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，主要取决于悬置系统的结构型式、几何位置及悬置软垫的结构、刚度和阻尼等特性。

确定—个合理的悬置系统是一件相当复杂的工作，它要满足—系列静态及动态的性能要求，同时又受到各种条件的约束，这些大大增加了设计的难度。

一般来讲对发动机悬置系统有如下要求。

① 能在所有工况下承受动、静载荷，并使发功机总成在所有方向上的位移处于可接受的范围内，不与底盘上的其他零部件发生干涉。

同时在发动机大修前，不出现零部件损坏。

② 能充分地隔离由发动机产生的振动向车架及驾驶室的传递，降低振动噪声。

③ 能充分地隔离由于路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。

④ 保证发动机机体与飞轮壳的连接面弯矩不超过发动机厂家的允许值。

悬置系统的激振源:
作用于发动机悬置系统的激振源主要如下：
① 发动机起动及熄火停转时的摇动；
② 怠速运转时的抖动；
③ 发动机高速运转时的振动；
④ 路面冲击所引起的车体振动；
⑤ 大转矩时的摇动；
⑥ 汽车起步或变速时转矩变化所引起的冲击；
⑦ 过大错位所引起的干涉和破损。

作用在发动机悬置上的振动频率十分广泛。

按振动频率可以把振动分为高频振动和低频振动。

频率低于30Hz的低频振动源如下：
① 发动机低速运转时的转矩波动；
② 在发动机低速运转时由于惯性力及其力偶使动力总成产生的振动；
③ 轮胎旋转时由于轮胎动平衡不好使车身产生的振动；
④ 路面不平使车身产生的振动；
⑤ 由于传动系的联轴器工作不佳产生附加力偶和推力，使动力装置产生的振动。

频率高于30Hz的高频振动源如下：
① 在发动机高速运转时，由于惯性力及其力偶使动力总成产生的振动；
② 变速时产生的振动；
③ 燃烧压力脉动使机体产生的振动；
④ 发动机配气机构产生的振动；
⑤ 曲轴的弯曲振动和扭振；
⑥ 动力总成的弯曲振动和扭振；
⑦ 传动轴不平衡产生的振动。

总之，使发动机总成产生振动的主要振源概括起来有两类：一为内振源，主要是由于燃烧脉动、活塞和连杆的运动产生的不平衡力和力矩。

二为外振源，主要来源于不平的道路或传动系。

这两种振源几乎总是同时作用，使发动机处于复杂的振动状态。

(1) 燃烧激振频率
这是由发动机气缸内混合气燃烧，曲轴输出脉冲转矩，由于转矩周期性地发生变化，导致发动机上反作用转矩（又称倾覆力矩）的波动。

这种波动使发动机产生周期性的扭转振动，其振动频率实际上就是发动机的发火频率，计算公式为：
f1＝2×i×n/60/τ
式中：f1－点火干扰频率；Hz
τ－发动机冲程数；(2或4)
i－发动机气缸数；
n－曲轴转速，r/min
(2) 惯性力激振频率
由不平衡的旋转质量和往复运动的质量所引起的惯性激振力和力矩的激振频率为：
f2＝Q×n/60
式中：f2－惯性力激振频率；
Q－比例系数(一级不平衡力或力矩Q＝1，二级不平衡力或力矩Q＝2)。

不平衡惯性力的激振频率与发动机的缸数无关，但惯性力的不平衡量与发动机缸数和结构特征有着密切的关系。

关于外振源，归根结底是路面的激励，通过车轮、驱动系统、转向系统及车架等而传递到动力总成，所以在选择悬置系统的固有频率时，需要考虑到车辆与发动机连接部分的共振频率。

因此，悬置系统特性的选择首先要隔离发动机自身的振动，即不让发动机不平衡力造成的振动过分地传向车体。

这就要求悬置系统的固有频率低于发动机怠速工况下激振频率的0.7倍。

车体结构振动的降低，十分有利于降低结构振动造成的噪声。

目前汽车发动机的悬置软垫都相当软，发动机的固有频率大多处在6－20Hz的范围内。

如此低的频率，当汽车以正常车速行驶时，刚好处于不平道路的低频激励阶段，这就带来了路面激励下发动机的晃动问题。

在低频段内，发动机的固有频率与整车特性匹配不当时，路面激励所造成的发动机晃动可能引起汽车乘坐舒适性下降，也可能影响到汽车的操作性。

悬置系统的布置
1) 悬置点的数量
悬置点的数量根据动力总成的长度、质量、用途和安装方式等决定。

悬置系统可以有3、4、5点悬置，典型的布置见图3－16－1。

一般在汽车上采用三点及四点悬置系统。

因为在振动比较大时，如果悬置点的数目增多，当车架变形时，有的悬置点会发生错位，使发动机或悬置支架受力过大而造成损坏。

三点式悬置与车架的顺从性最好，因为三点决定一个平面，不受车架变形的影响，而且固有频率低，抗扭转振动的效果好。

值得推荐的是前悬置采用两点左、右斜置，后端一点紧靠主惯性轴的布置方案，这种布置具有较好的隔振功能。

在四缸机上得到广泛应用。

而前一点、后两点的三点式多用于六缸机。

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。

但经过合理设计，仍可满足四缸机、更能满足六缸机的要求。

四点式悬置在六缸机上的使用最为普遍。

图3－16－2是典型的三点式和四点式悬置。

在重型汽车上，因为其动力总成质量和长度大，为了避免发动机机体后端面与飞轮壳接合面上产生过大的弯矩，一般在变速器上增加一个辅助支点，从而形成五点式悬置。

由于
该支点距动力总成的质心最远，又是过定位点，因此辅助支点刚度不能太大，以避免因车架变形而损坏变速器或悬置支架。

2) 悬置系统的解耦
(1) 悬置系统解耦的目的
当弹性支承的刚体在一个自由度上的自由振动独立于另一个自由度上的自由振动时，我们说这两个自由度的振动是解耦的。

发动机悬置系统实际上具有六个自由度，并且是互为耦合的。

耦合的作用使发动机振动互相激励而加大，振动频率范围变宽。

这样要想达到同解耦时相同的隔振效果，就需要更软的悬置软垫，这就使得动力总成与周围零件之间有较大的相对位移，造成风扇与护风罩相碰或其他部件之间产生振动干扰，给整车布置造成困难。

由于软垫的较大位移，使橡胶内应变增大而影响其使用寿命。

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他自由度上的隔振性能。

(2) 悬置系统弹性中心
作用于被支承物体上的一个任意方向的外力，如果通过弹性支承系统的弹性中心，则被支承物只会发生平移运动，而不会产生转动。

反之，被支承物体在产生平移运动的同时，还会产生转动，即两个自由度上产生运动耦合。

同样，如果一个外力矩绕弹性中心主轴线作用于被支承物体上，该物体只会产生转动而不会产生平移运动。

反之，物体在产生转动的同时，还会产生平移运动，同样出现两个自由度上的运动耦合。

弹性中心是由弹性元件的刚度和几何布置决定的，与被支承物体的质量无关。

它对弹性系统而言，犹如质心之于刚体。

如果刚体质心与支承系统的弹性中心重合，则振动将大为简化。

理论上，如果使发动机悬置系统的弹性中心同发动机总成的质心重合(图3－16－3)，就
可获得所有六个自由度上的振动解隅。

实际上完全解耦在悬置设计中是难以实现的，因为
发动机的主要激振力只有垂直和扭转两种，而悬置设计中存在较多的约束。

因此只要在几个主要方向上获得近似解耦就行了。

3) 悬置系统的布置
动力总成一般有三个弯曲模态，如果把前悬置点布置在节点上，使得弯曲模态在节点上不能被激发，则可将车架与发功机引起的弯曲振动激振力相隔离，发动机的垂直振动不致传到车架上。

通常应尽可能将前悬置点布置在动力总成一阶弯曲模态的一个节点上，以减小振动传递。

出于解耦的考虑，应根据撞击中心理论将后悬置布置在前悬置点的共轭点上，使前、后悬置点的冲击不至于相互影响，从而达到良好的隔振效果。

Lf ?LR=Jy/m
式中：Lf－前悬置点离动力总成质心G的纵向距离；
LR－后悬置点离动力总成质心G的纵向距离；
JY－动力总成绕Y轴的转动惯量；
M－发动机－变速器动力总成的质量。

前、后悬置的刚度还要根据承载量及到质心的距离合理地匹配，达到垂直及俯仰方向上的解耦。

KFV?LF=KRV?LR
式中：KFV、KRV－分别为前后悬置的垂直刚度 N/cm。

悬置点如为一点，则尽可能靠近动力总成的最小惯性轴。

如为两点，出于解耦的目的，最好是呈V形布置，一般倾斜角度θ：40°～45°，如图3－16－4所示。

V型布置的悬置系统的弹性中心较低，在设计中通过倾角及位置的调整容易使其弹性中心落在或接近动力总成的主惯性型轴上。

如果假设悬置软垫在两个剪切方向上的刚度近似相等，有下列公式：
垂直刚度：KV=2(kpsin2θ+kscos2θ)
侧向刚度：KL=2(kpcos2θ+kssin2θ)
扭转刚度：Kθ=2B2kpks/(kpcos2θ+kssin2θ)
θ-α=arctan(tanθ/k0)
式中k0—悬置软垫的压缩刚度与剪切刚度之比，即 k0=kp/ks；
A—弹性中心高度；
B—软垫支点到半水平距；
α—弹性中心到支点的连线的仰角；
θ—悬置软垫的安装倾斜角；
在实际设计中还有许多其他的布置形式。

如非对称的V形布置、平置、吊挂式等。

4)轿车发动机的悬置布置特点
轿车发动机一般采用四缸四冲程发动机．发动机前置、横置、前轮驱动，即FF式布置。

FF驱动方式下驱功反力矩直接作用于动力总成上，使发动机悬置受到较大的力。

因此，为限制发动机及排气系统等的位移，发动机悬置要有必要的刚度。

另一方面，为了减小怠速及中高速区域的振动噪声，要求发动悬置具有具有较好的柔件，达到良好的隔振性能。

作用于发动机悬置上的驱动反力矩，在FR式场合，就是动力总成输出最人转矩时所产生的最大反作用力矩，即倾覆力矩，它等于发动机最大转矩乘变速器最大减速比。

这—倾覆力矩主要由后悬置来承担，力矩方向与发动机旋转方向相反。

因此在后悬置一侧的软垫上将产牛很大的额外压缩负荷。

但在 FF式的车辆上，则为差速器（驱动轴）的输出转矩。

因此FF式的驱动反力矩为阳式的3～4倍。

此外，在主要采用横置发动机的轿车上，差速器的驱动反力矩与发动机转矩波功的激振方向一致，并和车身弯曲的方向相同，因此在横置发动机的悬置布置中，有以下特点：
①因降低发动机的扭转刚度应有一定的难度，很难确保对发动机转矩波动激振的隔离。

②因为车身弯曲共振频率接近于发动机扭转振动频率域，且振动方向一致，所以容易发生低速时的振动。

③发动机、变速器及差速器成为—体，所以瞬态变化剧烈。

根据上述特点，在悬置设计上大体分为低速区域的转短波动激振及中高速区的惯性激振两部分。

悬置系统一般采用四点支承，其中一点为辅助点。

在设计上尽时能减小振动的耦合度。

采用非线性、变刚度的悬置软垫，提高低转矩时的隔振效率、减小大转矩时的振动位移。

图3—16—5，给出的前置发动机前轮驱动汽车发动机的悬置布置方案中，利用A、B、C 三个悬置支承发动机装置的质量。

其中驱动转矩反力主要被C、D两个悬置所承受，这二个悬置的弹性和距离，也决定了动力装置的横滚共扼频率。

在这种汽车上，由于最终减速机构布置在变速器内，驱动转矩的反力较大，为了限制动力装置的位移，必须把动力装置的横滚共振频率设定的较低。

为此，C、D俩点大都采用非线性刚度系数的悬置软垫。

悬置系统的设计流程
① 确定动力总成的总质量，包括内部注满的机油和冷却液。

② 确定动力总成的质心位置。

③ 确定动力总成主惯性轴的位置。

④ 测出或估算出动力总成绕三个主惯性轴的转动惯量。

⑤ 设定动力总成前、后悬置支承点的数目，布置形式，各支承点离质心和主惯性轴的位
置及相应的几何尺寸，并结合解耦原理作必要的分析计算。

⑥ 分别计算前、后悬置支承点上承受的静态负荷。

⑦ 计算发动机机体后端面与飞轮壳接合面上的静态弯矩，该弯矩值必须在发动机制造商
规定的范围内；否则，应调整前、后悬置支承点的位置或增加尾部辅助支承点，使该处的弯矩值控制在限值内。

⑧ 计算发动机、变速器总成在悬置软垫上可能引起的最大转矩反作用力。

可用两种计算
标准，一是发动机输出最大转矩时，另一是发动机在额定功率点时(包括最大变速比)。

然
后根据软垫制造商提供的软垫“负荷——变形”曲线，核对所选样的软垫是否能承受这一作
用力及软垫的最大变形量是否在合理的范围内。

⑨ 按实际应用情况，确定动态负荷冲击
加速度的数值。

⑩ 设计悬置支架，按动态负荷计算进行强度校核。

若发动机制造商没有提供机体后端面
与飞轮壳接合部位的静念弯矩限值，则应按动态负荷计算该部位的弯矩和工作应力，保证该薄弱环节安全可靠。

①增加位移较大的方向上的悬置刚度。

例如，在汽车加速行驶或转弯行驶时，动力装置
产生的惯性力，可能使动力装置产生较大的位移。

为了限制动力装置的位移，应该在前后、左右方向上设置较硬的悬置．防止动力装置出现过大的位移。

②采用非线形、变刚度的悬置结构，以同时减小小激振力引发的振动和限制大激振力时
大的振动位移。

例如．在汽车停驶发动机怠速运转，或汽车等速行驶时，发功机的输出转矩较小。

这时，悬置软垫的刚度较低，能有效地隔离振动。

在快速起步时，驱动转矩的反力十分大，可能使动力装置产生左右横滚的振动。

此外，汽车在不平整路面上行驶时，随着整车的大幅度上下颠动，动力总成也产业很大的上下惯性力。

由于这时悬置软垫的刚度变大，也能有效地限制动力装置的振动和位移。

悬置软垫限位结构的实例如图3-16-7所示。

4)悬置软垫的可靠性
(1)疲劳破坏
橡胶材料的循环变应力的作用下可能出现疲劳破坏，设计时应注意橡胶的许用应力和许用变形，表3-16-6，给出了一般悬置橡胶材料的许用应力和许用变形。

(2)老化
悬置软垫在使用中，不可避免的会受到热、臭氧和紫外线等的作用、造成悬置软垫的抗拉强度、力学性能下降，并产生裂纹。

因此在悬置设计中应使悬置软垫远离热源或加以隔离。

表3-16-3悬置软垫许用应力和变形
变形形式允许应力允许变形
压缩 1～1.5 15～20
剪切 0.1～0.2 20～30
(3)永久变形
悬置软垫在使用中反复地变形，或受热等因素影响下，橡胶将产生永久变形，使橡胶的尺寸发生变化。

(4)粘接面的剥离
一般设计中要求橡胶与金属骨架的粘接强度高于3MPa，但由于产品质量问题或软垫在高
温环境下长期使用后，粘接面的粘接强度下降并引起剥离而导致损坏。

5)悬置软垫橡胶的材料
在设计中应根据使用要求选择符合要求的橡胶材料。

目前主要采用混合橡胶，它以天然橡胶为主料，添加了部分丁苯橡胶．有的悬置也采用了丁腈橡胶。

目前采用的减振橡胶材料有一般的加硫橡胶，如NR (天然橡胶)， SBR(丁苯橡胶) ，BR (丁二烯橡胶)， IR(异戊橡胶)；特殊的耐油加硫橡胶，如NBR(丁腈橡胶)；特殊耐候(轻度耐油)橡胶，如CR(氯丁二烯橡胶)；阻尼力教大的橡胶，如IIR(丁基橡胶)；特别耐热的加硫橡胶，如EPDM（乙丙
烯橡胶）。

6)悬置软垫的阻尼
根据悬置系统的幅频响应特性，当动力总成在低频振动时，为了减小振动的振幅，应采用阻尼因数较大的软垫，此时阻尼越大，振动响应越小。

其中，最典型的例子是冲击。

而当
动力总成作30Hz以上的高频振动时，由于激振力的频率较高，可以不必考虑动力总成悬置系统的共振问题。

为了降低动力总成的振动对整车的影响，切断高频振动的传递。

应该使振动系的阻尼越小越好，此时阻尼越小，振动响应越小。

只使用橡胶软垫，很难产生很大的振功阻尼。

为了改善冲击等过大的振动，悬置必须具有很大的阻尼力，这就是液压式悬置，它同样可降低高频时的悬置刚度，提高减振、降噪效果。

1)液压悬置的构造
液压悬置的基本结构见图3-16-8。

用一个中心螺栓将一个普通的锥形橡胶悬置垫固定在顶部，与隔板一起
构成上腔，下腔由一个弹性皱皮膜和隔板构成，皱皮膜由—个固定盖保护，固定盖与皱皮膜构成与大气相通的气室，隔板上开有一个活动板。

同时隔板上开有小孔，阻尼缓冲液可由隔板上的小孔经上腔流到下腔。

2)液压悬置的工作原理
当发动机高频小幅振动时，上腔内压没有上升，这样可得到较小的悬置刚度以减小振动(图3-16-8a)。

当发动机低频大幅振动时，活动板的动作爱到限制、上腔压力升高，流体通过阻尼孔流人下腔，利用流体的流动阻力，产生很大的阻尼力，从而使振功得到很大的衰减（图3-6-8b）。

在设计液压式悬置时，可以改变某些参数，自由地设定共振频率，例如改变液压悬置的动态参数，节流孔的口径和孔长等，这样，利用液体的共振现象，就能实现任意的动态弹性特性。

有的液压式悬置还设有高频节流孔等附加机件，能改善240Hz以下的动态弹性特性。

液压悬置的动态特性见图3-16-9。

汽车发动机悬置系统分析、布置方法、设计流程及悬置软垫的设计
悬置系统:
发动机本身是一个内在的振动源，同时也受到来自外部的各种振动干扰。

引起零部件的损坏和乘坐的不舒适等。

所以设置悬置系统，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，主要取决于悬置系统的结构型式、几何位置及悬置软垫的结构、刚度和阻尼等特性。

确定—个合理的悬置系统是一件相当复杂的工作，它要满足—系列静态及动态的性能要求，同时又受到各种条件的约束，这些大大增加了设计的难度。

一般来讲对发动机悬置系统有如下要求。

① 能在所有工况下承受动、静载荷，并使发功机总成在所有方向上的位移处于可接受的范围内，不与底盘上的其他零部件发生干涉。

同时在发动机大修前，不出现零部件损坏。

② 能充分地隔离由发动机产生的振动向车架及驾驶室的传递，降低振动噪声。

③ 能充分地隔离由于路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。

④ 保证发动机机体与飞轮壳的连接面弯矩不超过发动机厂家的允许值。

悬置系统的激振源:
作用于发动机悬置系统的激振源主要如下：
① 发动机起动及熄火停转时的摇动；
② 怠速运转时的抖动；
③ 发动机高速运转时的振动；
④ 路面冲击所引起的车体振动；
⑤ 大转矩时的摇动；
⑥ 汽车起步或变速时转矩变化所引起的冲击；
⑦ 过大错位所引起的干涉和破损。

作用在发动机悬置上的振动频率十分广泛。

按振动频率可以把振动分为高频振动和低频振动。

频率低于30Hz的低频振动源如下：
① 发动机低速运转时的转矩波动；
② 在发动机低速运转时由于惯性力及其力偶使动力总成产生的振动；
③ 轮胎旋转时由于轮胎动平衡不好使车身产生的振动；
④ 路面不平使车身产生的振动；
⑤ 由于传动系的联轴器工作不佳产生附加力偶和推力，使动力装置产生的振动。

频率高于30Hz的高频振动源如下：
① 在发动机高速运转时，由于惯性力及其力偶使动力总成产生的振动；
② 变速时产生的振动；
③ 燃烧压力脉动使机体产生的振动；
④ 发动机配气机构产生的振动；
⑤ 曲轴的弯曲振动和扭振；
⑥ 动力总成的弯曲振动和扭振；
⑦ 传动轴不平衡产生的振动。

总之，使发动机总成产生振动的主要振源概括起来有两类：一为内振源，主要是由于燃烧脉动、活塞和连杆的运动产生的不平衡力和力矩。

二为外振源，主要来源于不平的道路或传动系。

这两种振源几乎总是同时作用，使发动机处于复杂的振动状态。

(1) 燃烧激振频率
这是由发动机气缸内混合气燃烧，曲轴输出脉冲转矩，由于转矩周期性地发生变化，导致发动机上反作用转矩（又称倾覆力矩）的波动。

这种波动使发动机产生周期性的扭转振动，其振动频率实际上就是发动机的发火频率，计算公式为：
f1＝2×i×n/60/τ
式中：f1－点火干扰频率；Hz
τ－发动机冲程数；(2或4)
i－发动机气缸数；
n－曲轴转速，r/min
(2) 惯性力激振频率
由不平衡的旋转质量和往复运动的质量所引起的惯性激振力和力矩的激振频率为：
f2＝Q×n/60
式中：f2－惯性力激振频率；
Q－比例系数(一级不平衡力或力矩Q＝1，二级不平衡力或力矩Q＝2)。

不平衡惯性力的激振频率与发动机的缸数无关，但惯性力的不平衡量与发动机缸数和结构特征有着密切的关系。

关于外振源，归根结底是路面的激励，通过车轮、驱动系统、转向系统及车架等而传递到动力总成，所以在选择悬置系统的固有频率时，需要考虑到车辆与发动机连接部分的共振频率。

因此，悬置系统特性的选择首先要隔离发动机自身的振动，即不让发动机不平衡力造成的振动过分地传向车体。

这就要求悬置系统的固有频率低于发动机怠速工况下激振频率的0.7倍。

车体结构振动的降低，十分有利于降低结构振动造成的噪声。

目前汽车发动机的悬置软垫都相当软，发动机的固有频率大多处在6－20Hz的范围内。

如此低的频率，当汽车以正常车速行驶时，刚好处于不平道路的低频激励阶段，这就带来了路面激励下发动机的晃动问题。

在低频段内，发动机的固有频率与整车特性匹配不当时，路面激励所造成的发动机晃动可能引起汽车乘坐舒适性下降，也可能影响到汽车的操作性。

悬置系统的布置
1) 悬置点的数量
悬置点的数量根据动力总成的长度、质量、用途和安装方式等决定。

悬置系统可以有3、4、5点悬置，典型的布置见图3－16－1。

一般在汽车上采用三点及四点悬置系统。

因为在振动比较大时，如果悬置点的数目增多，当车架变形时，有的悬置点会发生错位，使发动机或悬置支架受力过大而造成损坏。

三点式悬置与车架的顺从性最好，因为三点决定一个平面，不受车架变形的影响，而且固有频率低，抗扭转振动的效果好。

值得推荐的是前悬置采用两点左、右斜置，后端一点紧靠主惯性轴的布置方案，这种布置具有较好的隔振功能。

在四缸机上得到广泛应用。

而前一点、后两点的三点式多用于六缸机。

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。

但经过合理设计，仍可满足四缸机、更能满足六缸机的要求。

四点式悬置在六缸机上的使用最为普遍。

图3－16－2是典型的三点式和四点式悬置。

在重型汽车上，因为其动力总成质量和长度大，为了避免发动机机体后端面与飞轮壳接合面上产生过大的弯矩，一般在变速器上增加一个辅助支点，从而形成五点式悬置。

由于该支点距动力总成的质心最远，又是过定位点，因此辅助支点刚度不能太大，以避免因车架变形而损坏变速器或悬置支架。

2) 悬置系统的解耦
(1) 悬置系统解耦的目的
当弹性支承的刚体在一个自由度上的自由振动独立于另一个自由度上的自由振动时，我们说这两个自由度的振动是解耦的。

发动机悬置系统实际上具有六个自由度，并且是互为耦合的。

耦合的作用使发动机振动互相激励而加大，振动频率范围变宽。

这样要想达到同解耦时相同的隔振效果，就需要更软的悬置软垫，这就使得动力总成与周围零件之间有较大。