发动机悬置计算方法
动力总成悬置系统运动包络及工况载荷计算方法
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。
发动机悬置系统
动力装置会因驱动反作用力、操纵以及路面干扰 伴随的车辆举动变化、而产生支撑重量所伴随态 位移、以及动态位移。为了避免与周边零件的干涉、 需要对这些动态位移进行控制。 F
静态 状态
动态 状态 限位器
x
发动机悬置的作用
②搭载性 ２/3
支撑重量所伴随的静态位移一般是指向上下方向的、 而动态位移根据外力要因的不同，方向是不一样的。
发动机悬置要素的具体实例1/3
切饼型
・在３个方向的弹簧上、 压缩方向的弹簧系数高、 切断方向的弹簧系数低、 设置安装倾角、通过调整压缩方向与切断方向的贡献 比例、可以设定各方向的弹簧系数。
发动机悬置要素的具体实例 2/3
圆筒型
・在３个方向的弹簧上、 圆周方向为压缩方向、弹簧系数高、 轴方向及旋转方向为切断方向、 弹簧系数低。
关于发动机悬置的布置
②种类-2)重心支撑方式悬置 3/3
（得失）
3点支撑（下部支撑） 采用代表车型 ・丰田 Harrier ・丰田 Camry ・三菱 ek-Wagon 2.振动特性适应性 △ ３.与车体特性的結合性 ○
・三菱ek-wagon ・丰田 Camry、 Harrier
1.Ｐ/Ｐ支撑性 △ ・对发动机扭矩 上部的保持力 不足、大扭矩 发动机需要追加 连杆。
m
k
动力装置的惯性质量
c
发动机悬置系统的 综合弹簧刚性 综合衰减系数 ・受到悬置的弹簧特性与 悬置布置的影响
发动机悬置的作用
③防振性 2/6
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
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。
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。
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。
悬置系统设计计算
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。
确定一个合理的悬置系统是一件相当复杂的工作，它要满足一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。
按着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功；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。
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
基于动刚度实验的发动机悬置系统计算模型及模态验证
统 的建模。以发动机悬置系统 为例 ， 通过实验获得刚度和阻尼参数 ， 用实验的质量矩 阵、 刚度矩阵建立 系统动力学 计算模型 ， 通过实验运行模态与计算模态相关分析得 到验证模型。结果表 明考虑动刚度参数的计算模型 比传统静
ｍｏ ｅ ｆｔ ｅ ｅ ｇｎｅ ｍｏ ｔｓ ｓｅ ｄ ｌｏ ｈ ｎ ｉ ｕｎ ｙ ｔｍ． Ｔ ｅ ｍｏ ｌｉ ａｉ ａｅ ｙ ｒ ｌｔｖ ｎ ｌｓｓ ｏ ｐｅａ ｉｎ ｌｍｏ ａ ｎ ｈ ｄｅ ｓｖ ｌｄ ｔ ｄ ｂ ｅａｉｅ ａ ａｙ ｉ ｆｏ ｒ ｔ ａ ｄ ｌａ ｄ ｏ ｃ ｌｕ ａｅ ｄ １ ａｃ ｌ ｔｄ ｍｏ ａ ．Ｒｅ ｕ ｔ ｎ ｉ ａｅ ｔ ａ ｈ ｏ ｓ ｌｓ ｉｄ ｃ ｔ ｈ ｔｔ ｅ ｃ ｍｐｕａ ｉｎ ｍｏ ｅ ｎ ｌ ｄ ｎ ｙ ａ ｃ ｓｉ ｎ ｓ ｒ ｍｅｅ ｓ ｔｔ ｄ ｌｉ ｃｕ ｉ ｇ ｄ ｎ ｍｉ ｔｆ ｅ ｓｐａａ ｔｒ ｉ ｏ ｆ ｓ
２１ ０ ０年 ８月
噪
声
与
振
动
控
制
第 ４期
文 章 编号 ：０６ １５ （０ ０ ０ － ３ － １０ — ５ ２ １ ）４０ ６０ ３ ０ ４
基于动刚度实验的发动机悬置系统计算模型及模态验证
宋 向荣 ，靳 永 军 ，李 建康 ，郑 立辉。
（． １ 江苏科技 大学 船 海学 院， 工程 力学 系， 江苏镇 江 ２ ２ ０ ； １０ ３ ２ 上海交通 大学 机械 与动 力工程 学院 ， 海 ２ ０ ４ ；． 苏大 学理 学院 工程 力学 系， ． 上 ０２０３ 江 江苏镇 江 ２ ２ １ ） １０ ３
汽车动力总成悬置系统位移控制设计计算方法_上官文斌
2006年(第28卷)第8期汽 车 工 程A uto m otive Eng i neer i ng2006(V o.l 28)N o .82006165汽车动力总成悬置系统位移控制设计计算方法**广东省自然科学基金博士启动项目(04300111)和宁波拓普集团2005年度研发基金资助。
原稿收到日期为2005年9月15日,修改稿收到日期为2005年11月4日。
上官文斌1,3,徐 驰1,黄振磊1,李 岐2,李 涛2(11宁波拓普减震系统有限公司,宁波 315800; 21泛亚汽车技术中心有限公司,上海 201201;31华南理工大学汽车工程学院,广州 510641)[摘要] 论述了动力总成位移控制设计的一般原理。
以一轿车动力总成4点悬置系统为例,针对汽车的一特殊行驶工况,对动力总成的质心位移、悬置位移和支承点反力进行了计算。
文中论述的动力总成位移控制的设计思想和计算方法对汽车动力总成的设计具有指导意义。
关键词:汽车动力总成悬置系统,力位移非线性关系,位移控制D esi gn ofM oti on Control f or A uto m oti ve Po w ertrai n M ounti ng Syste m sShangguan W enbin 1,3,X u Chi 1,Huang Zhenlei 1,L iQ i 2&Li Tao211N i ngbo Tuopu Vibra tion Isol a tion C o .L t d.,N i ng bo 315800; 21P an Asi a T ec hn i ca lAu t omotive Cen t er Co.,L t d.,S hangha i 201201;31C olle ge of Au to m oti ve Eng i n ee ring,Sou t h Ch i na Universit y of Tec hn ology,Guang zhou 510641[Abstrac t ] The general pri n ciple for the desi g n o fm otion contro l for auto m otive po w ertrain m ounti n g syste m is presented .A i m i n g at a spec ific driving m ode of a car engine w ith a 4-po i n tsm oun,t the disp lace m ents of cen terof grav ity of po w ertrai n and the d isp lace m ents and reaction forces at mounting points are calcu lated .K eyw ords :Auto m otive pow er t rai n m ounting syste m,N onlinear relation bet w een force and displace -m ent ,M otion control1 前言在汽车动力总成悬置系统振动控制设计中,以下2点为基本设计内容。
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。
发动机悬置设计步骤
由于车型开发中需要对发动机悬置进行设计计算，需贵公司提供如下数据，望贵公司能给予帮助，谢谢。
1、发动机总成的总质量，包括内部注满的机油和冷却液。
2、发动机总成的质心位置．
3、发动机总成主惯性袖的位置；
4、动力总成绕三个主惯性铀的转动惯量；
5、发动机机体后端面与飞轮壳接合面上的静态弯矩，
6、发动机的最大扭矩及怠速转速,
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，一是发动机发出最大扭矩时，另一是发动机在额定功率点时（包括最大变速器减速比），然后根据软垫制造商提供的软点＂负荷－变形＂曲线，核对所选择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结合部位的静态弯矩限制，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
１１、选择合适的悬置软垫，应能承受上述动静态负荷，并满足隔振要求，确定软垫的刚度１２、根据所选择的软垫的压缩和剪切刚度及系统布置形式，分别计算前后悬置的垂直综合刚度，侧向综合刚度和扭矩综合刚度及相应的固有频率（如果是平置式布置，则系统的垂直方向固有频率和隔振效率可从软垫制造商提供的坐标图上根据静态变形量确定）
１３、确定发动机的外激振频率
１４、通过软垫制造商提供的坐标图，按照软垫的静态压缩量以及外激振频率，确定悬置系统的隔振效率．
１５、检查悬置系统是否具备克服其他外力和惯性力的能力，必要时应设置限位装置
１６、选择能满足工作环境条件的需要的悬置软垫的材料
１７、校核悬置系统的结构布置能否适应整车提供的空间，确保不与周围的零部件发生干涉１８、试验。
纵置动力总成悬置系统
纵置动力总成悬置系统的计算方法京博锐志专题培训（五）主要内容一、纵置发动机悬置系统的布置结构二、TRA及ERA的主要概念三悬置系统的解耦布置原则三、悬置系统的解耦布置原则四、三点悬置系统的布置五、四点悬置系统的布置纵置发动机悬置的布置结构对于纵置发动机悬置系统一般都采用压缩剪切型的橡胶悬置系统。
一般大都采用V型布置、有时采用平直布胶悬置系统般大都采用型布置有时采用平直布置。
纵置发动机悬置的布置结构对于皮卡、SUV等多采用三点悬置对于轻型卡车多采用四点悬置对于重型卡车有时采用四点悬置+辅助支持TRA（Torque Roll Axis)TRA与动力总成的惯性数据相关，与悬置刚度特性无关TRAERA（Elastic Roll Axis）ERA与悬置系统的刚度特性有关，与动力总成惯性特性无关ERA悬置系统解耦布置原则将前后悬置的弹性中心布置在扭矩轴上，并且前后悬将前后悬置的弹性中布置在扭矩轴，并且前后悬置刚度满足一定关系，可以获得较好的解耦特性。
悬置系统解耦布置原则一、撞击中心理论Lr×Lf=Iy/m悬置系统解耦布置原则 将前后悬置弹性中心布置在扭矩轴上，并且满足:rrv f fv L K L K ×=×22θθf ()())cos sin (211v w fv k k K +=()()2222)cos sin (2v rv k K ααλ+=如何寻找V 型布置的悬置的弹性中心？ 弹性中心与ERA 的关系？悬置系统解耦布置原则1.41.6λ=2λ260811.2B λ=2.6λ=3λ=4λ=5Kc Ks Ang A 0.40.60.8A /λ=6λ=7λ=8λ=9B λ9悬置系统解耦布置原则悬置最好布置在动力总成的弯曲节点处。
隔离动力总成的弯曲模态。
成的弯曲模态三点悬置系统的布置前部一个、后部两个悬置。
系统严重耦合，在怠速及低速下隔振较差。
低速下隔振较差三点悬置系统的布置前部两个V型布置，后部一个ERA通过后悬置四点悬置系统的布置前后都采用V型布置通过布置角度调整弹性中通过布置角度调整弹性中心四点悬置系统的布置前部两个悬置V型布置、后部两个悬置水平布置。
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 :
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。
QZTB+01.013-2010+发动机悬置性能试验方法
4.1 静态刚度试验 4.1.1 试验设备
1
Q/ZTB 01.13－2010
弹性体试验机。 4.1.2 试验步骤 5.1.2.1 将悬置软垫总成通过专用夹具安装在试验台架上，安装方式、受力方向、运动方式等均需要 与整车的悬置系统实际工况相符合，图纸有要求的按图纸要求执行。 5.1.2.2 施加规定的预加负荷（见本标准4.2.2项）。 5.1.2.3 在特性曲线描述前，各个方向的力或位移（测试范围分为两种，一种是力，一种是位移，根 据实际情况图纸会明确规定）应加载至试验要求的最大范围上限3次。 5.1.2.4 输入规定的技术参数，测量范围、加载速度（见本标准4.2.2.3项），然后开始测量。 5.1.2.5 绘制静态刚度曲线，如图1、图2。
耐久试验机。 4.3.2 试验步骤 5.3.2.1 将悬置软垫总成通过专用夹具安装在试验台架上，安装方式、受力方向、运动方式等均需要 与整车的悬置系统实际工况相符合，图纸有要求的按图纸要求执行。 5.3.2.2 施加规定的预加负荷。 5.2.2.3 输入技术参数，频率为3.3Hz、振幅为±1280N、循环次数为1.0×106次，如有特殊要求以产 品图纸要求为准，然后开始测试。 5.2.2.4 试验结束后，悬置总成（金属件和非金属件）不允许出现断裂、裂纹等不良现象。
3 总则
3.1 试验项目 3.1.1 静态刚度试验 3.1.2 动态刚度试验 3.1.3 疲劳寿命试验 3.2 试验条件
如果无特殊说明，试验均按下列条件进行。 3.2.1 试验环境 4.2.1.1 样件生产出来至少7天后才能进行试验； 4.2.1.2 样件必须在（23±5）℃环境温度下的试验室放置4h以上，再进行试验； 4.2.1.3 调试试验设备使其进入稳定状态，然后设置试验参数。为了确保试验数据的准确性，必须定 期对试验设备进行校核与保养； 4.2.1.4 悬置软垫总成试验安装的位置必须与实际装车状态保持一致。 3.2.2 预加负荷 4.2.2.1 加载方向按图纸要求的方向，一般为实际装车时受力方向，如果有特殊情况图纸将另行说明； 4.2.2.2 预加负荷是根据悬置实际承载发动机所受的力，静态刚度试验、动态刚度试验及疲劳寿命试 验都是在预加载的基础上再进行试验，大小以图纸为准； 4.2.2.3 预加负荷速度和加载速度一般为50mm/min, 如果有特殊情况图纸将另行说明。
车辆四点TRA悬置布置原则探讨及前后悬置角度计算
四点TRA悬置布置原则探讨及前后悬置角度计算四点TRA悬置布置方式一般使用在豪华车以及大扭矩发动机的车型上，比如图1中的丰田普瑞斯。
从中可以看出四点TRA悬置布置与三点TRA布置的不同点。
图1 丰田普瑞斯四点悬置一、四点TRA悬置的布置的特点在4点悬置系统中，不再使用抗扭拉杆来承受倾覆扭矩，而是将两个悬置安装在变速箱前后的质心位置，以便在垂直方向来支撑扭矩（见图2）。
通过对称性布置避免在承受负载的左右悬置上产生纵向的反力。
图2 四点TRA悬置布置前后悬置在垂直方向上的刚度必需十分柔软，并且还必需具备适当扭矩反应刚度特性，以便在WOT三档前提供充分的隔振性能。
这种四点TRA布置的缺点在于，右悬置和左悬置之间的延长线必需恰好经过重力中心，以避免在抗扭拉杆上产生预加负载。
由于发动机装备了大量不同的辅助装置，如助力转向泵、空调压缩机和发电机，因此要考虑到所有不同型号的发动机十分困难。
另一个缺点就是承担负载的悬置存在静态偏转，因此会出现蠕变。
这就会导致发动机位置发生变化，使得怠速NVH性能也有所变化。
最终导致系统功能不再强劲，并且需要经常调节扭矩限制器。
这一布置理念需要一个前部横向交叉部件来支撑前悬置。
但是由于与防撞性能相关的设计，车辆结构的这一块区域通常十分脆弱；因此导致隔振性能的退化。
四点前横置动力总成，一般左右悬置靠近TRA轴布置，倾覆力矩作用下，动力总成绕TRA轴摆动振动，由于位置的原因，前后悬置一般要承担较大的摆动振幅。
同时前后悬置，尤其是前悬置一般都放置在一个较软的基础上，激振力到车内的噪声传递函数较大，比较敏感。
如果悬置存在预载，都会放大振源或加重振声传函，所以一般希望前后悬置尽量不要承载。
二、前后悬置角度的设定考虑理论上，怠速时动力总成绕TRA轴小幅摆动，因此可以在前后悬置弹性中心所在的平面，以TRA与此平面交点为原心做一个圆，前后悬置倾角可沿此圆的切线（见图3）。
图3 前后悬置倾角的确定前后悬置的角度一般在30°范围内，偏转方式（向前偏转或向后偏转）需要考虑悬置是连接在发动机端还是车身端。
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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
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 f
1704N/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 2
θ+Ks*sin 2θ)k 0=tanθ/tan(θ-α)sin 2θcos 2(θ/k 0)。