汽车悬置系统设计指南..(3)

1) 平置式。这是常用的、传统的布置方式，其特征是布局简单、安装容易。在这种布置方式中，每个弹性支承的三个相互垂直的刚度轴各自对应地平行于所选取的参考坐标轴。

2) 斜置式。这是一种目前汽车发动机中用得最多的布置方式。在这种布置方式中，每个弹性支承的三个相互垂直的刚度轴相对于参考坐标轴的布置是：除一个轴平行于参考坐标外，其他两个轴分别与参考坐标轴有一夹角。一般斜置式的弹性支承都是成对地对称布置于垂向纵剖面的两侧，但每对之间的夹角可以不同，坐标位置也可任意。这种布置方式的最大优点是：它既有较强的横向刚度，又有足够的横摇柔度，因此特别适用于像汽车发动机这样既要求有较大的横向稳定性，又要求有较低的横摇固有频率以隔离由不均匀扭矩引起的横摇振动。此外，它还可以通过斜置角度、布置位置以及隔振器两个方向上的刚度比等适当配合来达到横向——横摇解耦的目的，这是平置式较难做到的。

3) 会聚式。这种布置方式的特点是弹性支承的所有隔振器的主要刚度轴均会聚相交于同一点。除了有良好的稳定性外它最大的优点是可以通过调节倾斜角度和布置坐标的关系来获得六种完全独立的振动模态。但是这种布置方式实施起来并不容易，且一般汽车发动机并没有纵向激励，斜置式完全能够满足隔振要求，因此应用不多。

以上三种布置方式，各有其优点，在实际设计工作中，根据相关的边界条件、整车的开发定位、系统设计的细化目标等设计环境而灵活选择。

3.2 悬置点的数目及其位置选择

汽车发动机的悬置系统多采用三点或四点支承。一般较老式的发动机多在风扇端设置一个或两个支承点，而在飞轮端设置两个支承点；新式的则反过来，在风扇端设置两个支承点，而在飞轮端则放一个或两个。这主要是根据发动机类型（是汽油机还是柴油机），前后承载重量分配以及激振力情况而定的。三点支承的优点是不管汽车怎样颠簸、跳动，它总能保证各支承点处在一个平面上，这就大大改善了机体的受力情况。目前有很多汽车发动机即使是采用四点支承的也力求将飞轮端的那两点尽量靠拢，以达到三点支承的效果。

此外三点悬置系统，通过合理设计可以达到上下方向、扭转振动的独立解耦，从而大幅减小了耦合振动。其中左右悬置通常接近扭转惯性轴位置布置，特别支持上下方向的振动解耦。右悬置通常采用效果更佳的液压悬置，与发动机连接布置，支持隔离发动机燃烧激励、惯性力激励、路面激励。左悬置通常就采用普通的橡胶悬置，与变速箱连接布置，在隔离激振的同时起到动力总成限位的作用。后悬置通常与变速箱连接布置，承受扭矩，重点起到动力总成的纵向限位。

四点悬置系统，同样可以达到上下方向、扭转振动的独立解耦，从而大幅减小了耦合振动的要求。其中左右悬置也接近扭转惯性轴位置布置，特别支持上下方向的振动解耦。前后悬置主要承受由行驶工况引起的扭矩，重点起到动力总成的纵向限位。相对于三点悬置系统，四点悬置系统的优点是发动机摇振和怠速工况振动效果良好，但此种布置中前后悬置的刚度变化将引起发动机位置变化，导致怠速时的预载变化，其次通常需要前横梁支撑前悬置，导致减振效果的下降。

通常在选择支承点的布置位置时除了要满足整车布置协调、系统解耦条件外还有两个问题需

要考虑：一是打击中心问题。设计良好的悬置系统发动机本身的运动即使是在恶劣的道路条件下也不会很大，且隔振器也不会遭受过大的动载荷。但在有些发动机中，如直列式四缸发动机，当曲柄间隔为180度时存在着严重的二次不平衡惯性力，由它将引起机组剧烈的纵摇振动。在这种情况下如应用打击中心理论将发动机的前支承布置在激振力的作用平面内（气缸体的横向中心面处），后支承布置在打击中心处，就可以大大减轻激振力通过后支承向车身的传递，有效地减小汽车振动。后支承位置可按下式确定：

L=(J+b?m)/(b?m)

式中： J——发动机绕通过重心的横向主惯性轴ZZ轴的转动惯量

m——发动机的质量

b——发动机前支承到重心的距离 L——发动机前后支承间距离

二是车身一阶弯曲振动问题。现代汽车发动机机组作为一个弹性体其一阶弯曲振动的固有频率并不是很高的，而功率强大的发动机的高频段的激励频率却是很丰富的，因此很有可能导致机身产生一阶弯曲振动共振。在这种情况下如能将支承点安置在振型曲线的节点处，对于减轻隔振器的附加载荷是很有利的。

利用打击中心布置发动机悬置示意如图（2-2）

抗摆悬置对应的位置 后（左）悬置的位置 动力总成质心 打击中心 （图2-2）打击中心布置前后（左右）悬置的位置

应用打击中心理论和基于扭布置发动的悬置，首先找出扭矩轴,使前（右）悬置的弹性中心落在扭矩轴线上,以使垂向、横向和侧倾三个自由度之间的耦合刚度为零,同时尽量使侧倾刚度较小;然后以扭矩轴为基准，把前后（右左）悬置布置在互为撞击中心的共轭点上。

对于受较大不平衡往复惯 性力 扰动的动力总成,应将前（右）悬置布置在不平衡往复惯性力的作用中心点,后（左）悬置则布置在与前悬置互为撞击中心的共轭点上,使不平衡惯性力不会引起后

（左）悬置的过大响应。这种布置尤其适合于前（右）端装用液阻悬置后（左）端仍装用橡胶悬置的动力总成悬置系统,可充分发挥液阻悬置的低频时大阻尼高频时低动刚特性的高效隔振缓冲作用。

在考虑动力总成和车身 的弹性弯曲振动模 态时,对前后悬置（右左）的布置又提出了更多的要求。仅考虑动力总成的垂向第一阶弯曲振动模态时,如果使前后（右左）悬置分别位于该模态的两个节点A B 上,如图（2-3）所示,则动力总成的第一阶弯曲振动不会传递到车身上,车身的高频弯曲振动也不会激起动力总成的一阶弯曲共振,既可显著提高汽车的舒适性,又改善了动力总成的工作条件和使用寿命。

（图2-3） 动力总成第一阶弯曲振动模态

3.3 悬置系统设计的频率参数

在工程实际中悬置系统的振动都是按刚体模态来处理的，整台机组在空间的运动具有六个自由度，即三个沿相互垂直的通过重心的轴线的往复运动和三个绕此三根轴线的回转运动，这样就有六个振动模态，相应就有六个固有频率。而理论分析表明，汽车发动机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，即垂向-纵向-纵摇及平摇-横向-横摇。

推荐的悬置系统固有频率范围如下：

1 平摇f?、横摇f?（以及平摇-横摇耦合振动时的f1）

这两个固有频率是汽车发动机隔振设计能否成功的关键要素，特别是横摇fβ，一般推荐值为： f?，f?（或f1）≤1/（1.2∽1.4）*1/21/2*h/2*n/60 (Hz)

这里h为气缸数(对于V型发动机则为一列的气缸数),n为曲轴的怠速转速(r.p.m),系数(1.2∽1.4)是考虑到底架有限质量的影响,当底架越轻巧而机器越重时取大的值,1/21/2则是为满足隔振要求所必需的频率比。

2 垂向fx、纵摇f?（以及纵向-纵摇耦合振动时的f2）

在选择这三个固有频率时要考虑到不要引起怠速转数下的一次激振力共振,以及由于道路不平引起的汽车上、下过大的振动载荷。也即是说fx不宜过小，一般可取

fx，f?（或f2）=10∽15 （Hz） 3 横向fz

由于汽车行走时左、右方向的动载荷没有上、下方向大，因此fz的数值可以取得比fx小些，只需避开怠速转数下的一次激振力共振即可，一般可取

fz=5∽10 （Hz） 4 纵向fy

这个频率是无足轻重的，因为发动机不存在纵向激振力。

四、悬置系统相关设计参数 4.1动力总成参数

悬置系统在设计分析中，动力总成的各项特性参数是悬置系统设计的主要输入条件，它包括：动力总成的重量、重心位置、惯性轴的位置、各转动惯量等。如下表4.1、表4.2。 表4.1

表4.2

以上动力总成的数据由发动机和变速箱分别提供，根据实际情况也可以测试得到，具体的测试方法可以参考《动力总成质心转动惯量测试规范》。

4.2 制约条件

理论设计上的悬置点具体位置以及为达到各点悬置性能所需的结构、外形尺寸常常受到整车布置中的布置空间、边界条件等的限制而需要适当地修改相应的一些具体设计目标参数。例如：XX车型的前舱相对于某一款发动机其布置空间很有限，前后方向上发动机体与车身的静态间隙非常小，这时候悬置系统的设计必须考虑到发动机动态时的前后翻转角必须小于实际的允许值，否则动态的情况下就很容易发生干涉现象。对于动力总成在各种工况之下都必须保证其极限运动不得超出下表4.3的数值；动力总成悬置系统固有频率与能量解耦的匹配要满足下表4.4的数值 表4.3

POWERTRAIN DEGREE OF FREEDOM Fore/aft x Lateral y Vertical – downward z Vertical – upward, z Roll xx Pitch yy Yaw zz 表4.4

C.G. MAX. MOTION +/-(mm) OR (deg.) 15 8 12 12 1.0 3.5 1.0

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