悬置系统设计计算
Adams_悬置系统分析计算_解耦
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1、点开ADAMS view软件快捷键； 2、打开新建模型；
悬置系统分析计算_解耦
3
1、选择“基本形状-设计点”，并且选择“添加到地面”（下拉第一个）； 2、在视图中点击大概位置； 3、“点”右键选择重命名，根据位置进行命名（方便后续操作）；
(红框的文字不能删除) 4、双击“点”，根据悬置弹性中心点坐标，设置“点”的坐标；点击确定
悬置系统分析计算_解耦
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查看结果 某宝有卖详细教程
1、选择“插件”，点击“回放”，选择“显示模态信息表”； 2、查看计算结果，最下面红框位置看不同方向的结果；
数据查看： 97.6：表示解耦率97.6%,同时表示对应的是“Y”方向； 5.7976Hz：表示当前方向的振动频率为Hz；
Fore/Aft Lateral Bounce
Roll
Pitch
Yaw
X
Y
Z
Rx
Ry
Rz
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。
动力总成悬置系统刚体模态参数的试验与计算
动力总成悬置系统刚体模态参数的试验与计算宋向荣;李建康;郑立辉【摘要】为研究动力总成悬置系统的动力特性,为悬置元件的设计和优化提供依据,进行了悬置系统怠速工况的运行模态测试和理论计算.首先测试了悬置元件的动刚度、静刚度、阻尼等参数,建立了Matlab计算模型,进行刚体模态计算.结果表明,怠速工况下采用悬置元件动刚度的计算结果与运行模态结果吻合,动力总成悬置系统的刚体模态参数不适宜在实验室环境下测试.【期刊名称】《实验技术与管理》【年(卷),期】2010(027)004【总页数】4页(P31-34)【关键词】动力总成悬置系统;刚体模态参数;动刚度;运行模态分析【作者】宋向荣;李建康;郑立辉【作者单位】江苏大学理学院,工程力学系,江苏,镇江,212013;江苏科技大学船海学院,江苏,镇江,212003;江苏科技大学船海学院,江苏,镇江,212003;江苏科技大学船海学院,江苏,镇江,212003【正文语种】中文【中图分类】U468.33随着汽车功率的加大,发动机是影响汽车乘坐舒适性的不可忽视的重要激振源。
动力总成悬置系统是发动机隔振性能的关键环节,悬置元件的动力学特性直接影响隔振效果。
研究动力总成悬置系统的刚体模态参数,对于悬置系统的隔振性能及悬置元件参数设计和优化具有重要的参考价值。
常用的悬置元件有橡胶悬置和液压悬置两种,其动力学特性具有很强的非线性,其设计要求低频时具有大刚度和大阻尼性质,而高频时要小刚度和小阻尼。
因此不同工作频率下,悬置系统的动态特性会有不同,在实验室环境下的模态测试不能完全反映其动态特性。
本文以怠速工况为例,研究了某轿车动力总成悬置系统的运行工况下的刚体模态参数。
实验测试了悬置元件的动刚度、静刚度、阻尼等参数,采用matlab进行刚体模态计算。
结果表明,怠速工况下采用悬置元件动刚度的计算结果与运行模态结果吻合,动力总成悬置系统的刚体模态参数不适宜在实验室环境下测试。
本文的方法和结论对汽车动力总成悬置元件的设计和性能测试具有重要的实用价值。
基于EXCEL／VBA的动力总成悬置系统的解耦计算
ｍ ０ ０
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（ ２ ）
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【 】 Ｍ ：
图 １悬置任意布置 空间简图
０ ０ ０
好 的平 顺 性和低 噪 声 是汽 车设 计开 发 的一个 重 要 指标 ，因而 动 力总 成悬 置 系统 的设 计受 到 了广泛 的重视 【，如何 更有 效 的进 行减 振 己成 为汽 车 设 ３ Ｊ 计 开 发 的重要 课题 。
，
，
别绕 Ｏ 、Ｄ 、Ｏ Ｘ轴 轴 Ｚ轴 的回转 角（ 按右 手 规 则取 向量 朝 箭头 方 向者 为正） ；
（） ８
ｋ Ｏ 妒 ＣＳ ＋ ｑ ｏ ０ｉ０ ｑ ＣＳ Ｏ ｋｉ ｓ￣ ｓ ｉ ｃ ｃ
方 程式 如 下 ：
［ 】 ） 【 】 ｝ ［ ｛｝ Ｍ ｛ ＋ Ｃ ｛ ＋ Ｋ】 ＝０ 口 ｇ （） １ 由于 悬置 软垫 的 阻尼很 小 ，在 分析 系 统 自由
振 动 时可 以不 计 阻尼 的影 响 ，则 系统 的振 动微 分
方程为 ：
［ ｛｝－ ｛｝ ０ Ｍ】 ４ Ｋ］ｇ ＝ ［
解耦 。利 用 Ｅ Ｅ ／ Ａ编程制作橡胶悬置系统解耦 Ｅ Ｅ ＸＣ ＬＶＢ ＸＣ Ｌ计 算表 ，通 过 Ｅ Ｅ ＸＣ Ｌ计算表快速计算 出悬置系统 的固有 频率 、主 振型和解 耦能量分布 。为对悬置系统 设计是否满足要求进行判定作依据 。
关键 词：动力总成 ；悬置 ；解耦 ；Ｅ Ｅ ；ＶＢ ＸＣ Ｌ Ａ 中图分类号 ：Ｕ ６ ． 文献标识码 ：Ａ 文章编号 ：１ ７ ．８ １２ １）１０ ２０ ４ １１ ６ ２４ ０ （０ ２０ ．３ ．４
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。
基于Adams振动解耦的某重型汽车悬置匹配计算
基于Adams振动解耦的某重型汽车悬置匹配计算孟宪鹏;张贵勇【摘要】发动机悬置系统性能的好坏是影响车辆舒适性的重要因素，而悬置胶垫的刚度又是关键。
文章以某重卡6×2载货车匹配德国曼发动机+法士特变速箱的悬置系统设计为实例，介绍重型汽车发动机悬置系统的静力计算和弯矩校核，胶垫刚度计算和Adams解耦率分析，并介绍悬置系统设计的基本方法和步骤。
%It is an important factor affecting the vehicle comfort that the performance of the engine suspension system is good or bad,while the suspension cushion stiffness is the key.This paper takes a heavy tractor(6×2) suspension system design as an example, which assemble MAN engine from DE and FAST gearbox, introduce the method of static calculation, bending moment check, cushion stiffness calculation, Adams decoupling rate calculation ,and the basic step of engine suspension design.【期刊名称】《汽车实用技术》【年(卷),期】2016(000)012【总页数】4页(P153-156)【关键词】重型汽车;静力计算;弯矩校核;刚度;Adams解耦【作者】孟宪鹏;张贵勇【作者单位】安徽江淮汽车股份有限公司，安徽合肥 230601;安徽江淮汽车股份有限公司，安徽合肥 230601【正文语种】中文【中图分类】U462.3+1CLC NO.: U462.3+1 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2016)12-153-04目前，汽车的振动和噪声控制逐渐成为汽车设计人员需要解决的首要问题之一，因而对隔离发动机振动噪声向车内传递的关键部件—发动机悬置系统的设计要求越来越高[1]。
重型汽车悬置系统设计
第30卷增刊 2007年12月合肥工业大学学报(自然科学版)J OURNAL OF HEF EI UNIV ERSI TY O F TECHNOLO GYVol.30Sup Dec.2007 收稿日期22作者简介周从源(8),男,重庆市人,安徽江淮汽车股份有限公司助理工程师重型汽车悬置系统设计周从源(安徽江淮汽车股份有限公司商用车研究院,安徽合肥 230022)摘 要:文章以某重卡6×4牵引车配置美国康明斯ISM E440220发动机+采埃孚ZF16S221变速器的悬置系统设计为实例,介绍重型汽车发动机悬置系统的弯矩校核,系统解耦,软垫刚度计算,以及悬置系统设计的基本方法和步骤。
关键词:重型汽车;悬置系统;弯矩校核;解耦;刚度计算中图分类号:U463.1.02 文献标识码:A 文章编号:100325060(2007)(Sup )20007204The design of t he heavy tr actor ’s suspension systemZHOU Co ng 2yuan(C o mmercial Vehicl e Research Insti t ute ,Anhui J ianghuai Auto m o bi le Co.,L t d ,Hefei 230022,Chi na)Abstract :The suspension syst em design of hea vy t ractor (6×4)was used for example ,which i s e 2quipped wit h cunmings engi ne ,ISME44020f rom USA a nd gearbox ,ZF16s221.Then t he paper i nt ro 2duce s t he met hod of poi se moment ,t he torque check ,t he rigidit y comput e of engine suspe nsion ,andt he st ep of engine suspe nsion design.K ey w or ds :heavy t ractor ;suspention syst em ;torque check ;decoupli ng ;computation of ri gi dit y 发动机是汽车最重要的振源之一,由它产生的振动如果得不到有效的控制,会引起车身钣金件与车架相连的其他零件等产生振动和噪声,同时还会影响汽车的操纵稳定性和平顺性,使乘员产生不舒服和疲惫的感觉,严重时甚至损坏汽车的零部件,大大缩短汽车的使用寿命。
车辆动力总成悬置系统的结构及类型
动力总成悬置系统的结构及类型一、悬置结构及发展历史常见的悬置类型按发展历程来分有橡胶悬置、液压悬置、半主动悬置、主动悬置。
见图1所示。
图1 悬置的结构、性能及发展历程二、橡胶悬置橡胶悬置按结构分，可以分为衬套型悬置，方块形橡胶悬置以及楔形橡胶悬置衬套型橡胶悬置的橡胶元件位于内外两个圆筒形的金属管(内芯和外管)之间，橡胶可以用于承受压力或剪力，或者二者兼而有之。
衬套型橡胶悬置按主簧结构的形状还可以分为八字形，一字型以及X 型（见图2）。
每种类型的衬套型悬置三向刚度比例不一样，适应不同的整车要求。
图2 衬套型橡胶悬置结构图方块形橡胶悬置主要用在前置后驱车的左右悬置上，形成一对V型悬置组，可以通过调整安装角度获得更好的整车状态下的解耦及频率分布效果（见图3）。
具体计算过程的可以参照我发表的在汽车技术杂志上论文《基于动力总成质心位移及转角控制的悬置系统优化设计》。
图3 V型布置悬置系统及块状橡胶悬置结构图楔形橡胶悬置的橡胶元件硫化在金属两侧，主要用于承受剪切力，通常用在前置后驱车的变速器悬置上。
图4展示了两种楔形悬置的结构。
在分析中对于拉得比较开得悬置可以作为两个悬置来计算，相当于又形成了一对V型悬置组。
图4 楔形橡胶悬置结构图三、液压悬置液压悬置按结构分为筒形液压悬置以及梯形液压悬置，一般美系和日系车用筒形液压悬置的较多，欧系喜欢用梯形液压悬置。
液压悬置内部布置有解耦盘/膜,以及形成惯性通道的流道板。
流道板和橡胶主簧之间形成上夜室，底膜（皮碗）与流道板之间形成下液室，用于存储液体。
筒形液压悬置为了降低高频动刚度硬化还装有节流盘。
具体结构见图5所示。
而梯形液压悬置由于结构的限制一般不设节流盘。
被动式液压悬置的发展一共历经了三代，这一部分内容将在后续的文章中做具体的阐述。
图5 筒形液压悬置结构图四、半主动悬置半主动悬置的控体系统由电子控制单元、电磁阀、带有活动阀的悬置主体构成（可以是橡胶悬置或液阻悬置）（见图6），其工作原理为：电子电子控制单元监控发动机转速并在怠速时发出信号开启电磁阀；电磁阀开启后，发动机进气歧管内的负压力促使勾当阀开启，打开节流孔。
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。
RDU悬置系统解耦优化设计
轻型汽车技术2020(6)技术纵横3技朮绷繽RDU悬置系统解耦优化设计周长波赵金生(上海汽车集团股份有限公司商用车技术中心)摘要：以RDU悬置系统为研究对象，建立其六自由度刚体振动模型，运用MATLAB软件编写刚体模态和解耦率的计算程序。
通过调整RDU悬置刚度实现了模态分离和能量解耦的优化设计，并将计算结果与ADAMS仿真结果进行比对，两者的一致性验证了计算程序的准确性。
考虑到RDU悬置刚度的制造误差，在刚度误差范围内对解耦率进行灵敏度分析，结果表明刚度优化后的RDU悬置解耦率具有较强的鲁棒性。
关键词:RDU刚体模态能量解耦鲁棒性1引言RDU(Rear Drive Unit)为断开式后驱动单元，与独立悬架配合使用。
采用独立悬架的车辆左右车轮的跳动没有直接的相互影响，可减少车身的彳顷斜和振动，有利于提高汽车的行驶平顺性和乘坐舒适性叫因此,越来越多的车辆使用RDU和独立悬架的结构形式。
若RDU与车架硬连接，从地面传递来的振动和齿轮啮合产生的振动都会通过车架传递至车内，造成整车NVH性能较差，引起客户抱怨。
为此，在RDU与车架之间需设计悬置系统来隔离振动，本文以某后驱MPV车型的RDU悬置系统为研究对象，通过悬置系统的优化来改善整车的NVH性能，提高整车舒适性。
2系统概述RDU悬置系统包含RDU及其与车架的连接部一置，如图1所示。
RDU悬置的主要作用为支撑、限位及隔振。
悬置作为承载元件，必须能够承受RDU的质量及作用在RDU壳体上的静图1RDU悬置系统扭矩，保证其不会发生较大的静位移而影响正常工作。
悬置应具备限制RDU位移的能力，防止RDU壳体与副车架的直接碰撞。
悬置连接RDU 和车架,最重要的功能为隔振,不仅要阻止振动从RDU向车架传递，也要阻止振动从路面向RDU 传递。
常见的RDU悬置系统有三点布置式和四点布置式两种。
三点式悬置因重量小，成本低，占用4技术纵横轻型汽车技术2020(6)图2RDU悬置系统的六自由度模型空间小，维修方便而被广泛采用。
汽车动力总成三点式悬置系统的设计方法探讨
2005 年 (第 27 卷) 第 3 期 汽 车 工 程
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一般在坐标原点位于动力总成质心的曲轴坐标 系 O x yz 下进行分析 。该坐标系的 x 轴平行于曲轴 中心线指向发动机前端 , z 轴平行于汽缸中心线指 向发动机缸盖 , y 轴按右手定则确定 ,如图 1 所示 。
3 国家教育部博士点科研基金项目 (98000321) 资助 。 原稿收到日期为 2004 年 2 月 27 日 ,修改稿收到日期为 2004 年 6 月 18 日 。
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∑ 对整个系统而言 , 表示对所有悬置求和 ;对
∑ 部分悬置而言 , 表示对该部分悬置求和 , 所得结
一般情况下 , 动力总成在曲轴坐标系 O x yz 下 的惯性积相对于转动惯量而言较小 ,而且质量越大 , 惯性积相对于转动惯量也越小 ,惯性耦合较弱 (如表 1 所示) ,质量矩阵接近于对角矩阵 。而动力总成受 到的激励主要作用在 α自由度方向和 z 自由度方 向 ,每一种激励只作用在单一自由度方向 ,激励之间 是不存在耦合的 , 所以在物理坐标系下解除动力总 成 - 悬置系统 6 个自由度之间的弹性耦合、特别是 解除 α和 z 自由度与其它自由度之间的耦合 , 可以 使动力总成在上述激励环境下不激起其它自由度上
动力总成 - 悬置系统作为整车的一个子系统 , 其隔振设计的一个主要任务就是合理配置其固有频 率 ,以便与激励频率以及整车其它子系统的动态特 性进行合理匹配 。
表 1 列出了 4 种汽车动力总成的质量及其在曲 轴坐标系 O x yz 下的转动惯量和惯性积 , 据此可以 根据单刚体的动量定理和动量矩定理直接写出动力 总成 - 悬置系统的广义质量矩阵 M 。
动力总成悬置系统隔振率的计算方法
动力总成悬置系统隔振率的计算方法罗国海; 上官文斌; 秦武; 李利平; 叶必军; Subhash Rakheja【期刊名称】《《振动与冲击》》【年(卷),期】2019(038)014【总页数】9页(P202-209,259)【关键词】动力总成; 激励力识别; 悬置; 隔振率计算【作者】罗国海; 上官文斌; 秦武; 李利平; 叶必军; Subhash Rakheja【作者单位】华南理工大学机械与汽车工程学院广州510641; 宁波拓普集团股份有限公司宁波315800【正文语种】中文【中图分类】U462.3动力总成作为汽车主要激励源，其振动经悬置系统传递至车身，进而引起车身的振动[1-3]。
汽车动力总成悬置系统是影响汽车乘坐舒适性的主要因素之一[4-6]。
悬置系统的隔振率是其隔振性能的重要评价指标。
在已发表的文献当中，常通过实验测试的方法得到悬置在各个方向的隔振率，少见采用计算的方法计算悬置的隔振率。
要计算悬置系统的隔振率，首先必须确定动力总成激励力。
目前最为常见的直列四缸机发动机，其振动激励主要包括活塞组件与曲柄连杆机构产生的二阶往复惯性力，和气缸内气体燃烧爆发压力产生的绕曲轴方向的二阶倾覆力矩。
影响激励力的因素很多，难以通过理论计算得到精确结果，也难于通过实验直接测定。
对于动力总成，加之变速箱中齿轮的激励力，使得动力总成激励力的理论计算困难。
文献[7-8]将动力总成视为刚体、假定悬置连接在没有弹性的地基上，建立了动力总成悬置系统的动力学模型，根据动力总成的惯性参数、悬置的刚度、安装位置等参数，结合离散频谱校正理论，对作用在动力总成质心的激励力进行了识别。
本文考虑了动力总成与车身连接处的弹性特性，建立了动力总成激励力识别的方法。
以A车型为测试对象，识别动力总成的激励力。
首先，测试A车型悬置与动力总成和与车身相连接处(以下简称悬上点和悬下点)的加速度，和已知的动力总成的惯性参数、悬置的刚度与安装位置等参数，给出了动力总成激励的识别结果。
动力总成悬置系统匹配设计方法及规范--北汽...
悬置 1
悬置 2
悬置 3
悬置 4
kp
N/mm kp
N/mm kp
N/mm kp
N/mm
kq
N/mm kq
N/mm kq
N/mm kq
N/mm
4
kr
N/mm kr
N/mm kr
4、变速器的各挡速比和主减速比
N/mm kr
一档
二档
表 4 变速箱各档速比和主减速比
三档
四档
五档
倒档
N/mm 主减速比
5、发动机的其他参数
转动惯量的描述采用动力总成质心坐标系下。质心坐标系定义如下：坐 标原点 O 为动力总成的质心，坐标方向和发动机坐标系相同，如下图所示：
3
动力总成的惯性参数如表 1 所示：
表 1 动力总成的惯性参数
质量 质心位置
转动惯量（kg*mm2）
（kg） （mm） IXX
IYY
IZZ
IXY
IYZ
IZX
动力总成惯性参数的测定可采用三线摆法测定，误差要求在 5%以内。
液压悬置相对于橡胶悬置其结构较为复杂，一个典型的液压悬置的基本结构 如图 3 所示。它主要有连接螺栓、橡胶主簧、上液室、下液室、解耦膜、惯性体 通道等几部分组成。
图 2 torque strut
图 3 液压悬置结构简图
三、悬置系统的设计指标
悬置系统在设计中要满足以下指标：
2
悬置系统要约束动力总成的位移在合理的范围内，各个悬置的变形分布 在合理的范围内。动力总成位移在各工况下限制设计为：X:±10mm；Y: ±10mm；Z: ±15mm，转角正负 3 度。 悬置系统六方向的固有频率设计值为 5—20Hz，不同的方向有具体要求。 对于悬置支架固有频率大于 1.4 倍的发动机最高二阶频率。 对于悬置支架刚度大于 20 倍的软垫刚度。 动力总成与周围零部件的间隙的设计值大于 20mm 悬置系统尽量做到解耦布置，推荐值为：垂向和侧滚两个方向要求大于 85%，其他要求大于 60%。
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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。
因此设置悬置系统，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，不与底盘上的其它零部件发生干涉。
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经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。
按着振动频率能够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。
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，经过车轮、驱动系统、转向系统及车架等而传递到动力总成，因此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。
当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。