动力总成悬置系统设计总结

第一章悬置系统的经验设计
1.1悬置系统的功能与设计原则
发动机悬置系统是发动机应用工程的重要组成部分。

悬置系统的功能与设计原则大致可归纳如下：
1隔离振动
在发动机所有工作转速范围内，发动机产生的振动必须通过悬置系统加以隔离，尽可能降低传递给汽车底盘和车身的振动。

同时悬置系统还必须隔离由道路不平引起的车轮悬挂系统的振动，防止这一振动向发动机传递，避免发动机振动加剧以满足车辆运行时的平稳性和舒适性，并保证怠速和停机时发动机的稳定性。

2发动机支承和定位
为了隔离振动，发动机被支承在几个弹簧软垫上。

因而在发动机本身振动和外界作用力驱动下，发动机和底盘之间必然存在着相对运动。

所以悬置系统必须具有控制发动机相对运动和位移的功能，使发动机始终保持在相对稳定和正确的位置上，决不能让发动机在向各方向运动中与底盘车身上的零件发生干涉和碰撞。

3保护发动机
车辆在行驶过程中同时承受着动态负荷和冲击负荷。

悬置系统应具有保护发动机的能力，防止发动机上个别部位因承受过大的冲击载荷而损坏，特别要保证发动机缸体后端面与飞轮壳的结合面上的弯曲力矩不超过制造厂规定的限值。

此外车辆在崎岖道路上行驶时，车架的扭曲变形会使发动机承受扭曲应力，使发动机局部受到损伤。

悬置系统应布置合理，并正确选择软垫刚度等参数，以保证能充分缓冲和抵御外力的冲击并消除薄弱环节。

4克服和平衡因扭矩输出而产生的反作用力
悬置系统必须有足够强度，当发动机变速箱总成输出最大扭矩时能克服最大扭矩所产生的最大反作用力。

悬置软垫和支架在这种条件下都必须具有足够的可靠性。

5发动机与底盘之间的连接零件必须有足够柔性
这些零件是排气管进气管、燃油管、冷却水管、压缩空气管、油门操纵机构及变速箱操纵机构等。

如果它们的刚度较大，则发动机的振动容易造成这些零件的损坏，特别是在怠速停机和出现共振时表现得尤其剧烈。

另一方面如果它们刚度较大，也会改变发动机悬置系统的刚度和自振频率，从而影响隔振效果并导致噪声升高，因此这些连接件必须采用柔性软管或柔性连接。

6悬置系统的零部件必须具有足够的强度和可靠性
在严重的冲击负荷下应保证不发生损坏特别，起关键作用的悬置软垫必须可靠耐久能适应各种恶劣工作环境（包括耐水耐油及耐高温和低温）。

如果系统零部件出现损坏，则损坏应最先出现在软垫总成上，而不应是悬置支架金属件。

在软垫的橡胶部分损坏后，发动机应仍能依靠软垫总成中金属骨架的支承而保持其原有位置，而不应引起其它撞击损坏，一般来说发动机悬置系统零部件的寿命应与发动机的大修期相当，在发动机大修前不应出现损坏。

7发动机悬置系统的设计还应满足装配精度低、拆装方便和维修接近性好等条件
8悬置系统零部件还应符合低成本、通用化、标准化和系列化的要求
1.2发动机的振动特性
汽车和工程机械所用发动机大部分为往复式内燃机。

由于活塞连杆机构的往复运动以及输出扭矩时形成的脉冲反作用力，这类发动机本身就是一个固有的振动源。

虽然经过精心设计和制造振动可以得到一定减轻，但由于结构先天的弱点振动是不可能完全消除的。

振动及振动噪声不但易造成发动机及车辆零部件的损坏，同时会使驾驶员及乘客疲劳所以必须隔振使车内振幅降至可接收的水平。

1.2.1发动机的振动源
发动机的振动主要起源于两处
1点火激励
这是由发动机气缸内点火燃烧，曲轴输出脉冲扭矩引起的激扰。

由于扭矩周期性地发生变化导致发动机上反作用扭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摆运动，故称扭转振动。

其振动频率实际上就是发动机的发火频率，计算公式为：
τ
601ni f F =
（1-1） 式中：n 为发动机转速，rpm i 为汽缸数
τ为冲程系数，两冲程为1，四冲程为2
2不平衡惯性力激励
这是由发动机往复运动的活塞和连杆等造成的惯性力不平衡的垂直振动其激振，干扰频率为：
602Qn
f N =（1-2）
式中：n 为发动机转速，rpm
Q 为比例系数，一阶惯性力为1，二阶惯性力为2
不平衡惯性力的外激干扰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关系。

对单缸机而言一阶惯性力和二阶惯性力都是孤立存在的，它的平衡性最差相对振幅也最大，除非发动机内装有特设的平衡机构。

对多缸机而言，由于曲轴上曲拐角度的合理分布和配置，使各缸之间产生的惯性力相互抵消和平衡。

因此部分多缸机上的惯性力振动已基本得到消除，但制造上造成的误差除外。

表1-1是四冲程往复式内燃机的固有平衡特性表
表1-1四冲程往复式内燃机的固有平衡特性表
从表1-1可以看出汽车常用的几种发动机中只有三缸机和四缸机两种机型没有得到完
全平衡，因此对于使用这两种机型的汽车必须特别重视悬置系统的设计，除非发动机本身已经采用了专门设计的平衡机构。

不带平衡机构的直列四冲程四缸机目前在汽车上的应用非常广泛，出现的振动问题也具有普遍性，其基本特点如下：首先在低怠速如600转/分钟时，它的扭转振动频率和不平衡二级惯性力的外激频率均较低，仅20Hz。

一般情况下十分接近悬置系统的固有频率，易导致共振。

其次在高速阶段如果发动机的额定转速为3000转/分钟，则其二级不平衡的振动的外激频率高达100Hz，而且不平衡惯性力大小与转速的平方成正比，这可能导致发动机一级变速箱总成产生弯曲共振，因此设计四缸机悬置系统时必须重视高低两端的振动特性。

直列六缸机的惯性力和惯性力矩是完全平衡的。

理论上它不应存在垂直方向的惯性力振动。

如果出现明显垂直振动，这可能是发动机或离合器运动件的平衡制造精度超差、各缸工作不均匀或失火造成的。

严格说来直列六缸机的唯一激振源是反作用力矩的扭转振动。

1.2.2动力总成的振动模态
发动机坐标系规定如下：以曲轴中心线与发动机变速器结合面交点为原点,以曲轴中心线指向变速器侧为X轴,以平行于汽缸中心线并向上方向为Z轴,Y轴由右手定则确定。

汽车动力总成通常是通过橡胶悬置支撑在车架上的，由于橡胶悬置通常为弹性元件，因此发动机动力总成与橡胶悬置构成质量-弹簧式的振动系统。

一般汽车动力总成悬置系统的固有频率都在30Hz以下，而无论发动机本身还是汽车底盘结构当作弹性体时其最低的一阶固有频率都在60Hz以上，两者相差甚远。

因此在工程实际中发动机动力总成和汽车底盘都被视为刚体处理。

视为刚体的发动机动力总成在空间的运动就具有六个自由度，即三个沿相互垂直的通过发动机动力总成质心的轴线的往复运动和绕此三根轴线的回转运动。

这样发动机动力总成悬置系统就有六个振动模态，相应的也就有六个固有频率。

沿Z方向的运动称为垂向平动，绕X方向的转动称为横摇，绕Y方向的转动成为纵摇，绕Z方向的转动称为平摇。

理论分析表明，汽车发动机动力总成的六个振动模态并不是完全耦合在一起的，而是形
成两组三联耦合振动，即纵向—垂向—纵摇耦合和横向—横摇—平摇耦合。

1.3悬置系统的隔振机理
1.3.1自由振动
最简单的振动系统由质量块和弹簧阻尼组成，如图1-1所示
图1-1有阻尼自由振动
在不考虑阻尼的情况下若将重块向下压，使弹簧压缩变形然后松开，质量块就会上下自由振动。

振动的自振频率或称固有频率的计算公式为：
M K f N π21
1=（1-3）
式中：K 为弹簧刚度（N/m ）
M 为质量块质量（Kg ）
实际上阻尼的存在将会导致振动振幅逐渐减小，直至振动完全停止。

这种现象称为有阻尼的自由振动振动。

衰减率取决于系统阻尼的大小。

发动机悬置系统的阻尼通常很小，可忽略不计。

如果简化为最基本的模型，动力总成就相当于质量块，悬置软垫相当于弹簧。

这就可以计算出悬置系统的自振频率，可见悬置软垫的刚度对悬置系统自振频率的大小起关键性作用。

1.3.2受迫振动
如果在有阻尼的自由振动中同时向重块施加一个周期性的外力，即存在强制的外激振力。

此时重块将既有自由振动又有外激强制振动，两个振动叠加这种振动称为受迫振动。

显然发动机悬置系统的振动属于这种受迫振动。

有两类强制外激振动源作用于发动机悬置系统，一类是内振源即上节所述的由发动机本身引起的振动，另一类是外振源由道路不平引起，并通过车轮悬挂系统及车架传递给发动机变速箱总成的振动。

这种由道路不平引起的振动频率很低大约在1~3Hz 。

这两种强制振动均要求进行隔离，强制振动模型示意图见图1-2
图1-2有阻尼的强迫振动
1.3.3频率响应
根据振动理论分析，当强制振动施加到自由振动的振波上，开始时运动情况比较复杂，经过一定时间后自振波的振幅将变的很小而可忽略，只留下强制振动的成分。

但这种受迫振动的振幅与频率比有很大的关系。

频率比就是强制振动的频率与自振动的频率之比。

如果将强制振动的振幅称之为输入振幅，将受迫振动的振幅称之为输出振幅，则输出振幅与
输入振幅之比可称为振动传递率。

显然振动传递率大于1表示振动放大，这是不希望的。

振动传递率小于1表示振动减小，这是所追求的。

图1-3是频率比与振动传递率关系曲线，称为幅频响应曲线。

它是减振原理中很重要的依据。

图1-3幅频响应曲线
频率比与振动传递率之间的关系式如下：
222
2c 21c 21）（）（）
（振动传递率f f f R R R +-+=（1-4）
式中：
f R 为频率比 c 为阻尼比
阻尼比为实际阻尼与临界阻尼之比 KM 2=临界阻尼（1-5）
1.3.4共振
从图1-3可以看出随着频率比增大，开始时振动传递率迅速上升。

到频率比接近1，即外激频率接近自振频率时，输出振幅出现最高峰。

振动传递率可达数十倍，即出现共振。

共振振幅的大小取决于系统中的阻尼，按理论如果阻尼等于0共振振幅为无穷大，而实际上阻尼总是存在的，在大阻尼情况下共振振幅将得到大幅度控制，故共振振幅因阻尼不同而各异。

1.3.5隔振
对于采用普通橡胶悬置软垫系统而言，阻尼一般很小可不予考虑。

即认为阻尼c=0。

此时可将振动传递率表达式简化为
22
11
）（振动传递率f R -=（1-6）
在这中情况下，频率比小于1时振动被放大；频率比等于1时，振动传递率最大，出现共
振；频率比继续增大，振动传递率就逐渐下降，当频率比达到2时振动传递率等于1，表示振幅恢复到原始的强制振动的水平；随着频率比进一步加大，振动传递率将小于1，因而产生隔振的效果。

可以看出频率比越大隔振效果越好，但频率比大于5以后隔振效果的提高就不明显了。

表1-2是频率比与隔振效果的关系表
表1-2是频率比与隔振效果的关系表
在悬置系统设计中，如果已知强制外激振动的频率，为了隔振悬置系统的自振频率必须控制在一个界限以内。

举例如下：
首先考虑发动机激振，以四缸机为例在怠速时内振源的外激扭转振动频率设为20Hz 。

则悬置系统的自振频率扭摆方向必须控制在20/1.414Hz 以下，通常应设定在10Hz 。

同时需考虑道路激振，载重车悬挂系统自振频率为1.5~2.2Hz ，轿车悬挂系统自振频率为1~1.5Hz 。

对于发动机悬置系统而言，这属于发性在底座的低频外激强制振动。

为了远离共振区，悬置系统的最低自振频率应大于悬挂系统自振频率的1.5~2.0倍，即频率比应小于0.5~0.6此时的振动传递率小于1.8，否则汽车在不平道路上行驶时发动机会产生过大的摇晃。

要满足这两方面的条件，就必须合理选择悬置软垫并对悬置系统进行精心布置。

1.3.6实际应用中悬置软垫的选择
根据上述机理，悬置系统的自振频率应小于发动机工作转速范围内最小的强制振动频率的1/2，此时的隔振效率为66.7%。

若需进一步提高隔振效率就有一定难度，主要是两个方面的制约：
首先，如前述考虑到道路激振悬置系统的自振频率不能太低。

其次，如果要降低悬置系统的自振频率则必须采用刚度较低的悬置软垫。

对于橡胶软垫，就必须使用硬度较低的橡胶，这将产生下列不利影响：一、软垫刚度降低后发动机的稳定性差，受外力后相对位移大，易导致发动机上零部件与底盘上零部件干涉碰撞。

二、软垫的变形量大，在振动中产生大的阻尼功使橡胶发热，寿命下降。

三、橡胶硬度降低后其粘结强度将显著下降，悬置软垫易撕裂损坏。

1.3.7其它零部件对隔振性能的影响
除必须合理选择悬置软垫外，还必须重视悬置软垫底座的刚度，例如与悬置软垫连接的支架、车架和横梁等其结构必须十分坚固，其刚度必须大于悬置软垫的刚度十倍以上，由它们产生的自振频率必须大于由软垫产生的自振频率的三倍。

否则单独考虑悬置软垫的隔振作用将不会达到目的，严重时还可能因底座刚度太差而引起共振。

因此在刚度很差的横梁中间必须避免布置一点式悬置，而应左右分于成两点布置。

如果必须采用一点式，则横梁的刚度必须加强。

这进一步说明在发动机、车架和悬置软垫三者之间还存在匹配关系。

1.3.8振动和噪声的关系
结构产生的振动频率，可以分为两种频率范畴。

一是振动其频率区是15~50Hz，另一种是噪声其频率区是50~20000Hz。

振动和噪声有密切的关系。

发动机变速箱和液压泵等都是产生振动和噪声的根源。

柴油发动机尤甚要隔离噪声，首先必须切断从金属传递噪声的路径。

橡胶是切断噪声的最好介质，其弹性越好隔噪效果越好。

采用三明治式隔振软垫虽然可以在不损害剪切强度的条件下提高压缩刚度。

但它不利于切断噪声的传递，故不宜推广。

另一方面这类软垫在工作中由于橡胶挤压变形可能会造成软垫金属骨架之间的接触，这也必须避免。

此外，连接和支承附件的管路与支架对噪声的影响也较大，所以管路与支架的连接处应尽可能采用橡胶套或橡胶垫。

这不但可以避免管路表面的微动磨损，而且有利于降噪。

1.4设计悬置系统必须确定的结构参数
悬置系统设计中下列结构参数是不可缺少的：
1.动力总成含发动机变速箱所带附件以及悬置安装支架的质量。

这一质量包括总成内储满的冷却液和机油，即湿重
2.动力总成的重心位置
3.动力总成的转动惯量和惯性积
4.有关发动机性能参数和结构强度极限
●发动机额定转速
●发动机低怠速转速
●发动机全负荷额定功率
●发动机最大扭矩
●发动机缸体后端面与飞轮壳接合面上规定的弯矩限值
●发动机气缸数气缸排列方式及曲柄分布
●发动机工作冲程数
●发动机的发火次序
5.动力总成前后悬置软垫支撑点的位置及角度
1.5发动机悬置支承点的布置
汽车动力总成传动系统形式的多样性对动力总成隔振悬置系统提出了不同的设计要求，导致了动力总成悬置系统的布置方式的多样性。

(1)发动机机缸数的影响。

不同缸数的发动机对动力总成的振动激励型式和激励频率不同。

对于四缸四冲程发动机，在低频区的激振成分主要是第二阶不平衡往复惯性力；对于六缸四冲程发动机，其激振成分主要是第三、六阶扭矩谐量。

根据隔振理论，动力总成刚体振动模态频率应比主要激振频率的0.71倍要小。

考虑怠速隔振的情况，当发动机的怠速转速相同时，四缸发动机动力总成的刚体振动固有频率上限需低于六缸机。

(2)发动机布置方式的影响。

FF式汽车的发动机可以横置或纵置，而横置发动机和纵置发动机的倾覆力矩对车身的
I一低阶弯曲、扭转振动模态的相互耦合、匹配关系也完全不同。

虽然动力总成的转动惯量Y
I要大得多（3—4倍左右）,但动力总成的俯仰振动模态频率一般低于侧倾振动模态频般比X
率,动力总成的俯仰振动幅值往往小于侧倾振动幅值。

在发动机怠速工况下，动力总成的侧倾振动较大，为了避免动力总成的振动引起车身的低阶弯曲、扭转模态共振，在动力总成悬置系统设计过程中需要合理匹配车身弯曲或扭转振动模态与动力总成刚体侧倾振动模态的频率，同时对动力总成悬置安装点与车身固有振型节线的相对位置关系进行合理匹配。

例如，对于横置式发动机，动力总成的前后悬置不宜跨置于车身弯曲振型节线的两侧。

(3)动力传动系统型式的影响，
对于发动机前置—前轮驱动的FF式汽车动力传动系，其动力总成还包括驱动桥主减速器，使得作用在动力总成上的驱动反力矩比FR式汽车大大增加，就要求提高悬置的静刚度。

同时，FF式汽车动力总成与FR式相比，其扭矩轴与曲轴的夹角明显增大，当其悬置系统采用V型布置方案时，往往由于布置空间和布置位置的限制，难以使得悬置组在布置达到使悬置组的弹性中心落在扭矩轴上的目标。

因此，有必要在整车总布置初期预留必要的空间。

(4)整车振动控制性能要求对动力总成悬置系统设计的影响。

为了抑制路面激起的整车振动，可适当配置动力总成悬置系统的垂向振动模态频率，使其起到控制整车振动的动力吸振器的作用，由动力总成吸收经过悬架传递上来的振动，从而减小车身的振动。

这往往要求动力总成悬置系统有较高的垂向刚度。

1.5.1悬置支承点的数目
悬置点的数目可以有3、4、5及6点等四种类型。

悬置点的数目一般根据发动机变速箱总成的尺寸（特别是长度尺寸）、重量、用途和安装方式等决定的。

3点及4点悬置在汽车上的应用最为普遍，悬置点的数目增多将难以保证各点的受力均衡，当车架变形时发动机和车架失去顺从性，使个别支点因发生错位而受力过大，反而影响可靠性。

3点式悬置与车架的顺从性最好，因三点决定一个平面，不受车架变形的影响。

而且自振频率低，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4缸机上得到广泛的应用。

而前一点后两点的三点式多用于6缸机。

4点式悬置的稳定性好，能克服较大的扭矩、反作用力。

但扭转刚度较大，不利于隔离低频振动。

但经过合理设计仍可满足4缸机更能满足6缸机的要求。

4点式悬置在6缸
机上的使用最为普遍。

5点式悬置一般仅用于重型汽车上，因为其发动机变速箱总成的重量和长度太大，为了避免发动机缸体后端面与飞轮壳结合面上产生过大的弯矩，不得不在变速箱上增加一个辅助支点，从而形成5点式悬置。

但必须经过负荷计算确定辅助支点的刚度，辅助支点的刚度不能太大必须有足够的柔性，以避免因车架变形而损坏变速箱。

1.5.2悬置支承点的位置
悬置点有前悬置和后悬置之分。

3点式悬置系统有前2后1和前1后2两种布置方案。

悬置点的位置应视具体结构空间和隔振要求而定。

实际上一般在发动机或变速箱上均已提供了预留的螺孔或凸台，以供安装悬置支架。

甚至有多组螺孔或凸台以便选用。

这些螺孔中前悬置用的大多数分布在缸体前端面下部或缸体前中部的左右侧面上，后悬置用的分布在飞轮壳两端变速箱底部或两侧。

当然在周围空间允许的情况下，设计悬置支架时仍可对结构布置和纵向尺寸作适当调整。

比如康明斯公司就为悬置系统提供了多种选装方案。

在确定悬置点的位置时，必须进行悬置点的载荷计算，然后校核各支点位置是否满足发动机制造厂对支点位置的要求及对关键部位的载荷的要求。

在根据撞击中心理论调整前后悬置的相对位置，并适当调整悬置点的横向位置及高度方向位置。

1各悬置点的载荷及缸体后端面的弯矩计算
已知动力总成的重量G W 和重心位置后，可根据下图中标志的尺寸计算前后悬置点的负荷1R 及2R 或变速箱上的辅助支点处的负荷3R 。

同时计算出发动机缸体后端与飞轮壳结合面处的静态弯矩xx M 。

图1-4发动机悬置系统计算受力的尺寸参数图
在无辅助支点的情况下计算公式如下：
后悬置点负荷
312L b a L W R G ）（-+=
（1-7） 前悬置点负荷21R W R G -=（1-8）
缸体与飞轮壳结合面处的弯矩
762xx M L W L R t -=（1-9） 式中：t W 为变速器重量
通常发动机制造厂对xx M 都规定有一个最大限值。

若xx M 超过该限值应考虑使用辅助支点，即设计3R 。

设计时可先假定一个3R ，值然后再校核xx M 公式如下:
76283xx M L W L R L R t -+=（1-10）
然后在校核xx M 是否满足要求,并最终确定3R 的值。

1R 、2R 、3R 的值在选择悬置软垫时将是不可缺少的参数。

2发动机制造厂对悬置点位置的要求
许多发动机制造厂对悬置支架的尺寸（换言之即悬置点的位置）作出了限制，以保护发动机避免支架、缸体以及飞轮壳等结合面上因产生过大的弯曲力矩和挠曲应力而导致螺孔及装配面发生局部破坏。

如康明斯对B 及C 系列柴油机悬置支架在悬臂尺寸和高度尺寸上的限制如下：
● 前悬置支架的支承点离缸体前端面不得大于100毫米
● 前悬置之间的支承面离端面螺孔的高度不得大于200毫米
● 前悬置支架设在缸体两侧面时支承点离缸体侧面的距离不得大于127毫米
● 后悬置支架的支承点离飞轮壳侧面的举例不得大于76毫米离曲轴中心线不得355
毫米
● 后悬置支架的支承点在纵向上离开飞轮壳装配面不得大于50毫米
车辆行驶中承受着动态负荷和冲击负荷,动力总成在最恶劣的情况下,将以4~6倍的重力加速度作用在支架上。

虽然支架本身具有足够的强度和刚度,但过大的弯曲力矩作用在缸体及飞轮壳的螺栓紧固面上及结构的局部处,足以造成破坏.因而康明斯提出了上述限值,其中已经考虑了动态条件,各限值是在考虑加速度为6g 的基础上设定的。

同时康明斯对B 及C 系列柴油机缸体与飞轮壳结合面处的静态弯矩M 作出了xx M 不得大于1350Nm 的要求。

在设计悬置系统时必须满足这一要求。

3前后悬置点纵向距离的选择和优化
能利用缸体和飞轮壳上预留螺孔的前提下，悬置点的纵向位置应尽可能满足下列条件： a 撞击中心理论
对于外激频率较低的发动机来说，可采用撞击中心理论确定前后悬置点的纵向位置。

即如图1-5所示，使前后悬置点在互为撞击中心的位置1O 2O 上。