懸置系統(tǒng)設(shè)計基本要素

1、動力總成是汽車的重要振源之一，它對乘坐舒適性有重要影響。合理選擇動力總成懸置系統(tǒng)，可明顯降低動力總成和車身的振動，減少動力總成經(jīng)懸置傳遞給車架的力以及由此激發(fā)的車身鈑金件和底盤相關(guān)零部件的振動噪聲，因而可明顯提高汽車的耐久性和乘坐舒適性。降低動力總車和車架之間的振動傳遞主要有兩項措施：第一是改進現(xiàn)有動力總成懸置的結(jié)構(gòu)，使之產(chǎn)生最佳隔振特性，例如采用液壓懸置等；第二是改進懸置系統(tǒng)的配置方案。改進現(xiàn)有動力總成懸置的結(jié)構(gòu)，要受到生產(chǎn)工藝、成本、可靠性和安裝條件的制約，實施的難度較大。而改進懸置系統(tǒng)的配置方案，則可以在現(xiàn)有一懸置的基礎(chǔ)上，通過優(yōu)化分析，正確選擇各懸置的位置參數(shù)和性能參數(shù)，合理匹配動力總

2、成懸置徐彤的各項固有頻率，最大限度地發(fā)揮已有選址的潛能，該措施是達到最優(yōu)減振目的的捷徑。動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計是指：在已經(jīng)確定動力總成基本參數(shù)及有關(guān)整車基本參數(shù)的前提下，正確設(shè)計發(fā)動機懸置的剛度和阻力系數(shù)，懸置的數(shù)量及相對動力總成質(zhì)心的坐標位置和布置型式，各懸置的具體結(jié)構(gòu)形式，合理設(shè)置動力總成各階模態(tài)參數(shù)，最大限度的減少由發(fā)動機引起的振動向車體的傳遞，提高懸置系統(tǒng)的工作可靠性，改善整車舒適性。. 動力總成懸置系統(tǒng)的基本設(shè)計要求發(fā)動機本身是一個內(nèi)在的振源，同時受到來自外部的各種干擾，引起零部件的損壞和乘坐不舒適性。一個良好的懸置系統(tǒng)一檔能充分減小由于發(fā)動機引起的振動噪聲，延長零件的使用壽命。懸置系

3、統(tǒng)設(shè)計的好壞，主要取決于懸置系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)型式、幾何位置以及選址的結(jié)構(gòu)、剛度、阻尼等特性。確定一個合理的懸置系統(tǒng)是一項相當復(fù)雜的工作，它需要滿足一系列靜態(tài)特性和動態(tài)特性要求，同時又受到各種條件的約束。1.1 靜特性要求動力總成懸置的靜特性要求即基本要求是：固定并支承動力總成；支承動力總成的內(nèi)部作用力（例如發(fā)動機的往復(fù)慣性力、輸出扭矩等）和尾部作用力(汽車其他部分對動力總成的作用力)；最大限度地雙向隔離動力總成與車體之間的振動；保證汽車生產(chǎn)和裝配過程中工藝要求。一般的，動力總成是由三個或四個懸置支承在車架上，整個動力總成的重量由懸置承受，因此懸置要有足夠的剛度，應(yīng)該與各自布置方式所承受的靜、動載荷成

4、比例，并使動力總成在所有方向上處于可接受的范圍內(nèi)，不與底盤上的其他零部件發(fā)生干涉，確保發(fā)動機能正常工作。從隔振角度來說，要求懸置的剛度越小越好；從支承的角度來說，要求懸置的剛度越高越好，因此，懸置應(yīng)具有適宜的剛度。懸置元件的三向剛度是各向異性的，一般情況下。橡膠承受的載荷是靠變形來承受的，橡膠的變形通常用其本身厚度的相當值來限制，一般要求是：由于懸置元件承受載荷的幅值以及變化頻率都很大，所以懸置元件的剛度應(yīng)該是非線性的（即隨其承受的重量而變化）。設(shè)懸置的垂向剛度為，則式中：A比例系數(shù)，W承受的載荷。由振動理論，垂向振動固有頻率為：綜上所述，設(shè)計各點懸置的主要原則是：各懸置點的剛度與其承受的重量

5、成正比，誤差應(yīng)小于1020%。1.2 動特性要求發(fā)動機本身的激勵以及路面的激勵都要經(jīng)過懸置元件來傳遞，所以對懸置系統(tǒng)的第二個要求為隔振要求，能充分隔離由發(fā)動機產(chǎn)生的振動向車架、駕駛室的傳遞以及由路面不平產(chǎn)生的通過懸置而傳向發(fā)動機的震動，降低振動和噪聲。隔振效果一般采用隔振傳遞率來表示，其表達式為：式中：阻尼比 激振頻率 系統(tǒng)固有頻率當時，表明懸置系統(tǒng)正在增加來自發(fā)動機的振動，這是因為懸置系統(tǒng)的剛體模態(tài)（固有）頻率接近于發(fā)動機的點火頻率，從而產(chǎn)生共振，也就能增加振動能量的輸入。當<時，表明懸置系統(tǒng)削減了自發(fā)動機的振動，起到了隔振作用，若是隔振傳遞率<，必須有，這也就是隔振的主要依據(jù)。

6、懸置與發(fā)動機組成的質(zhì)量一剛度振動系統(tǒng)的固有頻率，通常屬于低頻振動范圍，所以可將發(fā)動機視為剛體，其剛體模態(tài)（固有）頻率應(yīng)小于與汽車怠速相當?shù)念l率的倍，如能小到1/3則更好。 對懸置元件本身動特性的要求因為發(fā)動機的頻率范圍很寬，所以要求懸置元件應(yīng)在寬頻帶（約為10500Hz）上具有減振降噪的作用。動力總成懸置的理想動特性是：懸置具有低頻大阻尼、高剛度特性，以衰減汽車起動、制動、換擋以及急加速、減速等過程中，因發(fā)動機輸出扭矩波動引起的大幅度振動；懸置應(yīng)當在712Hz范圍內(nèi)有較大的阻尼，以迅速衰減因路面、輪胎激勵引起的動力總成低頻振動；懸置在25Hz附近應(yīng)當具有較低的動剛度，以衰減怠速時的振動；懸置應(yīng)

7、具有高頻小阻尼、低動剛度特性，以降低振動傳遞率，提高降噪效果。總之，懸置理想的動特性為：懸置元件在低頻大幅激勵范圍內(nèi)能提供大的阻尼特性，在高頻低幅范圍內(nèi)能提供低的動剛度特性，以衰減高頻噪聲。因此，在設(shè)計懸置元件時，要從選擇材料、金屬骨架形狀等方面來著手，但實際上橡膠材料的內(nèi)部阻尼的潛力很有限，而如果純粹靠選擇大阻尼材料橡膠來實現(xiàn)隔振效果，往往會因為其在工作中有阻尼產(chǎn)生的熱量使橡膠剛度降低，反而使隔振效果變壞。 對懸置系統(tǒng)設(shè)計的要求懸置系統(tǒng)設(shè)計既要考慮隔振效果，又要考慮懸置元件的壽命，還要考慮懸置系統(tǒng)和整車各子系統(tǒng)之間的關(guān)系，包括各懸置點的布置形式和相對質(zhì)心的位置坐標。（一） 動力總成懸置系統(tǒng)的

8、扭轉(zhuǎn)軸、撞擊中心理論及主慣性矩的求法為了說明扭矩軸的定義，在動力總成上建立兩個坐標系，如圖所示，圖1.1中，OXYZ為發(fā)動機曲軸坐標系，O為動力總成的質(zhì)心，X軸平行與發(fā)動機曲軸方向指向發(fā)動機前端，Z軸垂直于曲軸向上，Y軸按右手定則確定；，為慣性坐標系，為主慣性軸，且與Y重合。當一個擾動力（力矩）作用于動力總成主慣性軸上時，則動力總成沿次主慣性軸平動（轉(zhuǎn)動）。通常情況下，作用于發(fā)動機上的外力為繞曲軸的扭矩，而曲軸上和主慣性軸一般是不重合的。因此，在此外力矩的作用下，動力總成并不沿任何一根主慣性軸轉(zhuǎn)動，而是繞著某一特殊軸轉(zhuǎn)動，此軸即為扭矩軸，如圖中，為扭矩軸坐標系，且與、Y重合。由扭矩軸定義，可以

9、推出它在動力總成坐標系OXYZ中的方向余弦為式中：； （i=1，2，3）動力總成的主慣性矩； 第i個主慣性軸在動力總成坐標系中的方向角。動力總成在OXYZ坐標系中的轉(zhuǎn)動慣量和慣性積由試驗得到，按如下方法可以求出主慣性矩（i=1，2，3）及主慣性矩在動力總成坐標系中的方向余弦。構(gòu)造轉(zhuǎn)動慣量和慣性積的二階張量；并求解該張量的特征值及對應(yīng)的特征向量，即為主慣性矩（i=1，2，3）和對應(yīng)的主慣性軸的方向余弦。美國很早就在設(shè)計發(fā)動機懸置是應(yīng)用撞擊中心理論，并取得了一定功效，原理是：在找到動力總成扭矩軸后，應(yīng)傾斜布置前后懸置元件使其前后彈性中心的連線盡量平行靠進扭矩軸。（二） 懸置系統(tǒng)的解耦布置當彈性支承

10、的剛體在一個自由度上自由振動獨立于另一個自由度上自由振動時，我們稱這兩個自由度的振動是解耦的。通常動力總成懸置系統(tǒng)的六個自由度方向的振動是耦合的，這將導(dǎo)致動力總成的振幅增大，振動頻率范圍過寬。要想實現(xiàn)理想的隔振效果，則需要使用更軟的懸置軟墊，這將導(dǎo)致動力總成與周圍零部件之間有建大的相對位移，造成與周圍零部件相碰撞發(fā)生干涉，破壞整車的平順性，同時由于軟墊的大位移，又使軟墊內(nèi)的應(yīng)變增大而影響其使用壽命。另外，由于各自由度振動如果互為耦合，則很難對產(chǎn)生共振的自由度上的頻率進行個別改進而不影響其他自由度上的隔振性能。所以，在設(shè)計懸置系統(tǒng)時，應(yīng)盡量采用解耦布置。下圖所示的懸置是由橡膠制成的，它有三個正交

11、的軸、。如果作用力沿這些軸單獨作用，則懸置所產(chǎn)生的位移與力的方向一致，并且不發(fā)生任何轉(zhuǎn)動，這樣的軸就是懸置系統(tǒng)的彈性主軸。三軸線的交點就是懸置的彈性中心。懸置的彈性主軸和彈性中心示意圖作用于被支承物體上的一個任意方向的外力，如果通過彈性支撐系統(tǒng)的彈性中心，則被支撐體只會發(fā)生平動，而不會發(fā)生轉(zhuǎn)動。反之，被支承物體在產(chǎn)生平動時，還會產(chǎn)生轉(zhuǎn)動，即兩自由度上產(chǎn)生運動耦合。如果一個外力矩繞彈性主軸作用于被支承物體上，則被支撐體只會發(fā)生轉(zhuǎn)動，而不會發(fā)生平動。反之被支承物體在產(chǎn)生轉(zhuǎn)動時，還會產(chǎn)生平動，同樣在兩自由度上產(chǎn)生運動耦合。如果力平行于彈性主軸并通過彈性中心，懸置只產(chǎn)生平移而不產(chǎn)生角位移。彈性主剛度就

12、是指在彈性主軸方向上的剛度值，通常用表示。形狀簡單的懸置很容易根據(jù)它們的對稱性求得其彈性主軸和彈性中心，而對于復(fù)雜的就很難求得，甚至不一定存在，要具體情況具體分析。由數(shù)個懸置組成的系統(tǒng)也存在彈性主軸和彈性中心。從理論上講，當前后懸置的彈性中心和動力總成質(zhì)心完全重合時（圖1.3），則可使懸置系統(tǒng)在六個方向的振動完全解耦，但是由于受到整車布置空間等各種條件的限制，完全解耦很難實現(xiàn)。事實上，各自由度的解耦意義并非完全等同，例如來自發(fā)動機的激勵力主要是垂直方向和繞曲軸旋轉(zhuǎn)方向，所以只要在這兩個方向上的振動解耦即可，如采用V型對稱布置的支承形式。圖1.3 六自由度解耦布置方案如果前后懸置的平面和扭轉(zhuǎn)軸垂

13、直，并且前后懸置的彈性中心均落在扭矩軸線上（圖1.4），則可使動力總成在Y軸方向的橫向振動、Z軸方向的垂直振動和繞X軸方向的扭轉(zhuǎn)振動完全解耦。此時，前后懸置的設(shè)計參數(shù)應(yīng)滿足下式：式中：a,b分別為前后懸置點至質(zhì)心的z，y坐標； 懸置元件彈性主軸與z軸夾角； 分別為懸置的Z軸、Y軸兩個方向的主剛度。圖1.4 懸置系統(tǒng)解耦布置方案如果前后懸置在垂直方向的剛度滿足下式：則可使動力總成在Y軸方向的扭轉(zhuǎn)振動、Z軸方向的垂直振動完全解耦。上式中： 、分別為前、后懸置點至動力總成質(zhì)心的x坐標。在確定前后懸置的位置時，考慮到動力總成在高頻下的彈性彎曲振動，為了減小懸置元件的變形，應(yīng)使懸置點布置在動力總成彎曲振

14、型的節(jié)點上（圖1.5）。當前懸置的位置確定后，可用撞擊中心理論來確定后懸置的位置，即后懸置應(yīng)盡可能布置在前懸置的共軛點上，這樣可以使前后懸置的沖擊不相互影響，從而達到良好的隔振效果。應(yīng)用撞擊中心理論，前后懸置的位置關(guān)系為：式中：動力總成對y軸的主慣性矩； m動力總成的質(zhì)量。圖1.5 動力總成彎曲振型簡圖1.3 動力總成在整車上的安裝位置當把動力總成橫置于車架上時，還要考慮車架的一階彎曲振動節(jié)點的位置，否則會加大動力總成在怠速時的抖動現(xiàn)象，當整車車身彎曲振動節(jié)點位于后懸置之后時會使振動減小，位于前后懸置之間時將導(dǎo)致振動加強，如圖1.6所示：圖1.6 動力總成在整車上的布置1.4 發(fā)動機各階固有頻

15、率的合理范圍1）發(fā)動機的滾動模態(tài)頻率四缸發(fā)動機在低頻工況下以二階扭矩激勵為主（激勵頻率為），為了使振動傳遞率小于1，應(yīng)使，一般為，應(yīng)盡量低于怠速下的激勵頻率，但應(yīng)高于整車側(cè)傾固有頻率，不能和整車其他子系統(tǒng)（如駕駛室）的側(cè)傾固有頻率。2）發(fā)動機的垂直模態(tài)頻率無論低速還是高速工況，發(fā)動機垂向固有頻率與發(fā)動機二階垂向慣性力的激勵頻率之間應(yīng)滿足，一般為，還應(yīng)高于前輪垂向振動固有頻率，避開整車一階彎曲固有頻率，遠離駕駛室的垂向振動固有頻率。3）發(fā)動機俯仰模態(tài)頻率發(fā)動機俯仰固有頻率與發(fā)動機二階垂向慣性力矩的激勵頻率之間也應(yīng)滿足，一般為。4）發(fā)動機橫向振動模態(tài)頻率與橫向激勵力頻率之間也應(yīng)該滿足，一般為。5）發(fā)動機繞Z軸的振動模態(tài)頻率發(fā)動機工作時，由于離心力的作用會產(chǎn)生繞Z軸的激勵力矩，同時橫向激勵的存在也會繞Z軸方向的激勵力，所以與繞Z軸方向的激勵力（力矩）的頻率之間應(yīng)滿足，一般為。6）發(fā)動機縱向振動模態(tài)頻率一般發(fā)動機沿曲軸方向的激勵很小，但是考慮到懸置元件在制造過程中和差別不大，并且有限制加速和制動時前后竄動量的作用，所以應(yīng)設(shè)計在620Hz范圍內(nèi)。（二）系統(tǒng)固有頻率的配置固有頻率的配置是以系統(tǒng)固有頻率的合理分布為目標，一懸置參數(shù)為設(shè)計變量的優(yōu)化方法。它不需