悬置系统设计基本要素

动力总成是汽车的重要振源之一，它对乘坐舒适性有重要影响。合理选择动力总成悬置系统，可明显降低动力总成和车身的振动，减少动力总成经悬置传递给车架的力以及由此激发的车身钣金件和底盘相关零部件的振动噪声，因而可明显提高汽车的耐久性和乘坐舒适性。

降低动力总车和车架之间的振动传递主要有两项措施：第一是改进现有动力总成悬置的结构，使之产生最佳隔振特性，例如采用液压悬置等；第二是改进悬置系统的配置方案。改进现有动力总成悬置的结构，要受到生产工艺、成本、可靠性和安装条件的制约，实施的难度较大。而改进悬置系统的配置方案，则可以在现有一悬置的基础上，通过优化分析，正确选择各悬置的位置参数和性能参数，合理匹配动力总成悬置徐彤的各项固有频率，最大限度地发挥已有选址的潜能，该措施是达到最优减振目的的捷径。

动力总成悬置系统设计是指：在已经确定动力总成基本参数及有关整车基本参数的前提下，正确设计发动机悬置的刚度和阻力系数，悬置的数量及相对动力总成质心的坐标位置和布置型式，各悬置的具体结构形式，合理设置动力总成各阶模态参数，最大限度的减少由发动机引起的振动向车体的传递，提高悬置系统的工作可靠性，改善整车舒适性。

４．１动力总成悬置系统的基本设计要求

发动机本身是一个内在的振源，同时受到来自外部的各种干扰，引起零部件的损坏和乘坐不舒适性。一个良好的悬置系统一档能充分减小由于发动机引起的振动噪声，延长零件的使用寿命。悬置系统设计的好坏，主要取决于悬置系统的结构型式、几何位置以及选址的结构、刚度、阻尼等特性。确定一个合理的悬置系统是一项相当复杂的工作，它需要满足一系列静态特性和动态特性要求，同时又受到各种条件的约束。

4.1.1静特性要求

动力总成悬置的静特性要求即基本要求是：固定并支承动力总成；支承动力总成的内

部作用力（例如发动机的往复惯性力、输出扭矩等）和尾部作用力(汽车其他部分对动力总成的作用力)；最大限度地双向隔离动力总成与车体之间的振动；保证汽车生产和装配过程中工艺要求。

一般的，动力总成是由三个或四个悬置支承在车架上，整个动力总成的重量由悬置承受，因此悬置要有足够的刚度，应该与各自布置方式所承受的静、动载荷成比例，并使动力总成

在所有方向上处于可接受的范围内，不与底盘上的其他零部件发生干涉，确保发动机能正常工作。从隔振角度来说，要求悬置的刚度越小越好；从支承的角度来说，要求悬置的刚度越高越好，因此，悬置应具有适宜的刚度。

悬置元件的三向刚度是各向异性的，一般情况下。橡胶承受的载荷是靠器变形来承受的，橡胶的变形通常用其本身厚度的相当值来限制，一般要求是：

由2.5~2.6节分析可知，悬置元件承受载荷的幅值以及变化频率都很大，所以悬置元件的刚度应该是非线性的（即随其承受的重量而变化）。设选址的垂向刚度为Z K ，则

W A K Z ?=

式中：A ——比例系数，W ——承受的载荷。

由振动理论，垂向振动固有频率Z f 为：

综上所述，设计各点悬置的主要原则是：各悬置点的刚度与其承受的重量成正比，误差应小于10~20%。

4.1.2动特性要求

发动机本身的激励以及路面的激励都要经过悬置元件来传递，所以对悬置系统的第二个要求极为隔振要求，能充分隔离由发动机产生的振动向车架、驾驶室的传递以及由路面不平产生的通过悬置而传向发动机的震动，降低振动和噪声。隔振效果一般采用隔振传递率η来表示，其表达式为：

式中：ξ——阻尼比

ω——激振频率

n ω——系统固有频率

当η＞１时，表明悬置系统正在增加来自发动机的振动，这是因为悬置系统的刚体模态（固有）频率接近于发动机的点火频率，从而产生共振，也就能增加振动能量的输入。当η<１时，表明悬置系统削减了自发动机的振动，起到了隔振作用，若是隔振传递率η<１，必须有2n

>ωω，这也就是隔振的主要依据。悬置与发动机组成的质量一刚度振动系统的固有频率，通常属于低频振动范围，所以可将发动机视为缸体，器刚体模态（固有）频率应小于与汽车怠速相当的频率的2/1倍，如能小到1/3则更好。

4.1.2.1 对悬置元件本身动特性的要求

因为发动机的频率范围很宽，所以要求悬置元件应在宽频带（约为10~500Hz ）上具有减振降噪的作用。动力总成选址的理想动特性是：悬置具有低频大阻尼、高刚度特性，以衰减汽车起动、制动、换挡以及急加速、减速等过程中，因发动机输出扭矩波动引起的大幅度振动；悬置应当在7~12Hz 范围内有较大的阻尼，以迅速衰减因路面、轮胎激励引起的动力总成低频振动；悬置在25Hz 附近应当具有较低的动刚度，以衰减怠速时的振动；悬置应具有高频小阻尼、低动刚度特性，以降低振动传递率，提高降噪效果。总之，悬置理想的动特性为：悬置元件在低频大幅激励范围内能提供大的阻尼特性，在高频低幅范围内能提供低的动刚度特性，以衰减高频噪声。因此，在设计悬置元件是，要从选择材料、金属骨架形状等方面来着手，但实际上橡胶材料的内部阻尼的潜力很有限，而如果纯粹靠选择大阻尼材料橡胶来实现隔振效果，往往会因为其在工作中有阻尼产生的热量使橡胶刚度降低，反而使隔振效果变坏。

4.1.2.2 对悬置系统设计的要求

悬置系统设计既要考虑隔振效果，又要考虑悬置元件的寿命，还要考虑悬置系统和整车各子系统之间的关系，包括各悬置点的布置形式和相对质心的位置坐标。

（一） 动力总成悬置系统的扭转轴、撞击中心理论及主惯性矩的求法

为了说明扭矩轴的定义，在动力总成上建立两个坐标系，如图所示，

图4.1中，OXYZ 为发动机曲轴坐标系，O 为动力总成的质心，X 轴平行与发动机曲轴方向指向发动机前端，Z 轴垂直于曲轴向上，Y 轴按右手定则确定：111Z Y OX ，为惯性坐标系，111Z Y X 、、为主惯性轴，且1Y 与Y 重合。当一个扰动力（力矩）作用于动力总成主惯性轴上时，则动力总成沿次主观性轴平动（转动）。通常情况下，作用于发动机上的外力为绕曲轴的扭矩，而曲轴上和主惯性轴一般是不重合的。因此，在此外力矩的作用下，动力总成并不沿任何一根主惯性轴转动，而是绕着某一特殊轴转动，此轴即为扭矩轴，如图中0OX ，000Z Y OX 为扭矩轴坐标系，且0Y 与1Y 、Y 重合。由扭矩轴定义，可以推出它在动力总成坐标系OXYZ 中的方向余弦为

式中：；

i I （i=1，2，3）——动力总成的主惯性矩；

i i i γβα、、——第i 个主惯性轴在动力总成坐标系中的方向角。

动力总成在OXYZ 坐标系中的转动惯量Z Y I I 、、X I 和惯性积xy xz I I 、、yz I 由第二章第一节试验得到，按如下方法可以求出主惯性矩i I （i=1，2，3）及主惯性矩在动力总成坐标

系中的方向余弦。构造转动惯量Z Y I I 、、X I 和惯性积xy xz I I 、、yz I 的二阶张量；

并求解该张量的特征值及对应的特征向量，即为主惯性矩i I （i=1，2，3）和对应的主惯性轴的方向余弦。

美国很早就在设计发动机悬置是应用撞击中心理论，并取得了一定功效，原理是：在找到动力总成扭矩轴后，应倾斜布置前后悬置元件使其前后弹性中心的连线尽量平行靠进扭矩轴。

（二） 悬置系统的解耦布置

当弹性支承的刚体在一个自由度上自由振动独立于另一个自由度上自由振动时，我们称这两个自由度的振动是解耦的。通常动力总成悬置系统的六个自由度方向的振动是耦合的，这将导致动力总成的振幅增大，振动频率范围过宽。要想实现理想的隔振效果，则需要使用更软的悬置软垫，这将导致动力总成与周围零部件之间有建大的相对位移，造成与周围零部件相碰撞发生干涉，破坏整车的平顺性，同时由于软垫的大位移，又使软垫内的应变增大而影响其使用寿命。另外，由于个自由度振动如果互为耦合，则很难对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。所以，再设计悬置系统时，应尽量采用解耦布置。

下图所示的悬置是由橡胶制成的，它有三个正交的轴Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ。如果作用力沿这些轴单独作用，则悬置所产生的位移与力的方向一致，并且不发生任何转动，这样的轴就是悬置系统的弹性主轴。三轴线的交点就是悬置的弹性中心。

悬置的弹性主轴和弹性中心示意图

作用于被支承物体上的一个任意方向的外力，如果通过弹性支撑系统的弹性中性，则被支撑体只会发生平动，而不会发生转动。反之，被支承物体在产生平动时，还会产生转动，即两自由度上产生运动耦合。

如果一个外力矩绕弹性主轴作用于被支承物体上，则被支撑体只会发生转动，而不会发生平动。反之被支承物体在产生转动时，还会产生平动，同样在两自由度上产生运动耦合。

如果力平行于弹性主轴并通过弹性中心，悬置只产生平移而不产生角位移。弹性主刚度就是指在弹性主轴方向上的刚度值，通常用III II I K K 、、K 表示。形状简单的悬置很容易根据它们的对称性求得其弹性主轴和弹性中心，而对于复杂的就很难求得，甚至不一定存在，要具体情况具体分析。

由数个悬置组成的系统也存在弹性主轴和弹性中心。从理论上讲，当前后悬置的弹性中心和动力总成质心完全重合时（图4.3），则可使悬置系统在六个方向的振动完全解耦，但是由于受到整车布置空间等各种条件的限制，完全解耦很难实现。事实上，各自由度的解耦意义并非完全等同，例如来自发动机的激励力主要是垂直方向和绕曲轴旋转方向，所以只要在这两个方向上的振动解耦即可，如采用V 型对称布置的支承形式。

图4.3 六自由度解耦布置方案

如果前后悬置的平面和扭转轴垂直，并且前后悬置的弹性中心均落在扭矩轴线上（图

4.4），则可使动力总成在Y 轴方向的横向振动、Z 轴方向的垂直振动和绕X 轴方向的扭转振动完全解耦。此时，前后悬置的设计参数应满足下式：

式中：a,b ——分别为前后悬置点至质心的z ，y 坐标；

θ——悬置元件弹性主轴与z 轴夹角；

q p K K ，——分别为悬置的Z 轴、Y 轴两个方向的主刚度。

图4.4 悬置系统解耦布置方案

如果前后悬置在垂直方向的刚度满足下式：

F

R ZR ZF L L K K = 则可使动力总成在Y 轴方向的扭转振动、Z 轴方向的垂直振动完全解耦。

上式中：

F L 、R L ——分别为前、后悬置点至动力总成质心的x 坐标。

在确定前后悬置的位置时，考虑到动力总成在高频下的弹性弯曲振动，为了减小悬置元件的变形，应使悬置点布置在动力总成弯曲振型的节点上（图4.5）。当前悬置的位置F L 确定后，可用撞击中心理论来确定后悬架的位置，即后悬架应尽可能布置在前悬置的共轭点上，这样可以使前后悬置的冲击不相互影响，从而达到良好的隔振效果。应用撞击中心理论，前后悬置的位置关系为：

m /2I L L R F =?

式中：2I ——动力总成对y 轴的主惯性矩；

m ——动力总成的质量。

图4.5 动力总成弯曲振型简图

4.1.3动力总成在整车上的安装位置

当把动力总成横置于车架上时，还要考虑车架的一阶弯曲振动节点的位置，否则会加大动力总成在怠速时的抖动现象，当整车车身弯曲振动节点位于后悬置之后时会使振动减小，位于前后悬置之间时将导致振动加强，如图4.6所示：

图4.6 动力总成在整车上的布置

4.1.4 发动机各阶固有频率的合理范围

1）发动机的滚动模态频率x f θ

四缸发动机在低频工况下以二阶扭矩激励为主（激励频率为1f ），为了使振动传递率小于1，应使21>x f f θ，一般为5.4~5.21=x f f θ，x f θ应尽量低于怠速下的激励频率，

但应高于整车侧倾固有频率，不能和整车其他子系统（如驾驶室）的侧倾固有频率。

2）发动机的垂直模态频率z f

无论低速还是高速工况，发动机垂向固有频率z f 与发动机二阶垂向惯性力的激励频率2f 之间应满足2z 2>f f ，一般为z 2f f 5.4~5.2=，z f 还应高于前轮垂向振动固有频率，避开整车一阶弯曲固有频率，远离驾驶室的垂向振动固有频率。

3）发动机俯仰模态频率y θf

发动机俯仰固有频率y θf 与发动机二阶垂向惯性力矩的激励频率3f 之间也应满足2y 3>θf f ，一般为y 3θf f 5.4~5.2=。

4）发动机横向振动模态频率y f

y f 与横向激励力频率4f 之间也应该满足

2y 4>f f ，一般为y 4f f 5.4~5.2=。

5）发动机绕Z 轴的振动模态频率z θf 发动机工作时，由于离心力的作用会产生绕Z 轴的激励力矩，同时y f 横向激励的存在也会绕Z 轴方向的激励力，所以z θf 与绕Z 轴方向的激励力（力矩）的频率5f 之间应满足2z 5>f f ，一般为z 5f f 5.4~5.2=。

6）发动机纵向振动模态频率x f

一般发动机沿曲轴方向的激励很小，但是考虑到悬置元件在制造过程中x K 和y K 差别不大，并且有限制加速和制动时前后窜动量的作用，所以x f 应设计在6~20Hz 范围内。

（二）系统固有频率的配置

固有频率的配置是以系统固有频率的合理分布为目标，一悬置参数为设计变量的优化方法。它不需要涉及任何响应计算，只要求系统固有频率安排合理，而且要求系统的各振动模态尽量不耦合，使系统容易避开共振区。目标函数一般定义为：

式中：J ——目标函数；

——设计变量的加权因子；

i

f——系统第i阶固有频率；

i

f——设定的第i阶固有频率最优值。

i o p g t

（三）系统的振动传递率或支承处动反力最小

（四）如果以振动传递率来评价，则目标函数一般定义为：

T——第i个坐标方向上的响应力或力矩；

式中：

i

T——第i个坐标方向上的激励力。

i0

如果以支承处动反力来评价，则目标函数一般定义为：

式中：，符号意义与前相同。

与第二种方法的主要区别是引入了隔振特性。