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—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。

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) 悬置系统的解耦目的

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功的同时，还会产生转功，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弯模态的一个节点上，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：40o～45o，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，