发动机悬置设计与优化

橡胶悬置按其结构型式分三种：压缩型、剪
切型和复合型。
2、悬置系统隔振分析和参数设计
较为熟悉的六自由度解耦理论和计算方法是在20世 纪50年代由Harrison和Horovitz完成，他们将汽车 动力总成和车架均视为刚体，将减振橡胶块视为纯
弹簧，利用动力总成惯性主轴特性和撞击中心理论 阐述了如何调整橡胶悬置的安装位置和悬置刚度， 使动力总成的前后悬置的振动相互独立，然后分别 按单白由度线性振动系统处理。 他们认为系统垂直方向固有频率和绕曲轴方向的固 有频率应小于发动机怠速时的相应扰动频率的三分 之一，这样可以获得较好的减振效果。这是较早出 现的较成熟的悬置设计理论。
图5三线扭摆测量法示意图
（2）专用转动惯量测试台测量 本课题各车型动力总成转动惯量的测定准备 在自制的转动惯量测试台（如图6和图7所示） 上测量。 根据转动惯量的平行移轴原理和转轴原理， 计算出动力总成对于通过质心的X、Y、Z坐 标轴的转动惯量和惯性积。
图6 转动惯量测试台
图7 倒摆法测试动力总成转动惯量图
五、动力总成悬置系统基本参数的测量及 计算
1、车型所用动力总成的基本参数
表4.1C2410柴油发动机参数表
2、动力总成质量、质心位置的测定及计算 动力总成质心位置的测定可采用悬吊法、力 矩平衡法等。 力矩平衡法：利用磅秤测量动力总成处于水 平状态时左、右前悬置点，变速器后端一点 处的重力，通过平行合力定理，计算出三点 合力即为动力总成的总重；根据力矩平衡原 理，计算出质心在水平面内的相对位置。再 将动力总成一端支起，使动力总成倾斜一个 角度，三个磅秤的读数将发生变化，将变化 的读数代入平衡方程，就可求出质心的高度 值。
吉林工业大学、清华大学、北京理工大学等结合我 国汽车、军用车辆特点根据不同车型进行研究，提



出设计理论。 提出许多分析动力总成悬置系统方法，以及悬置系 统支承参数设计方法。出发点大都是对悬置系统固 有频率进行配置，以期使之移出激励激振频率范围。 对系统各白由度进行解耦设计，以及使支承处动反 力最小。这些方法都针对动力总成低频隔振而进行。 1983，清华大学徐石安教授提出在发动机悬置系统 优化方法上，无论是振动解耦还是合理分配固有频 率，比起降低振动传递率都是次要的。以悬置处动 反力幅值最小为目标函数，适当控制系统固有频率。 1988，钱振为等指出：发动机悬置系统振动特性对 整车振动模态有一定影响，通过调整发动机悬置系 统结构动态参数可降低汽车行驶振动响应。
5、 动力总成橡胶悬置弹性特性测定 （1）动力总成悬置的理想动态特性
图8 动力总成悬置的理想特性曲线
橡胶材料的特性
悬置橡胶是利用橡胶弹簧的一种“弹簧”，是一种非金属
弹簧，和广泛的金属弹簧相比，有以下特征： 1、三向弹簧常数 适当选择防振橡胶的形状尺寸，可以使3个方向（垂向、 横向、纵向）的弹簧常数达到所希望的数值。通常金属弹 簧只能利用1个方向的弹性作用。利用三向弹性作用是防 振橡胶的一大特点。其原因为橡胶和金属粘结板能够容易 实现牢固的粘结，并在拉伸、压缩、剪切各个方向都能变 形。 2、减振（内摩擦） 硫化橡胶的内摩擦比金属弹簧大1000倍以上。为了降低 谐振时的振幅，并使由冲击产生的自由衰减振动尽快停止， 弹簧需要具备衰减作用。为此，金属弹簧也采用一些改进 措施，如使用叠板弹簧或螺旋弹簧与液压减振器并联等， 但这些只对低频振动有效。而橡胶是通过内摩擦起衰减作 用的，即橡胶的内摩擦是由橡胶分子和分子之间以及橡胶 分子和填充剂之间的相互作用产生的，特别适用于高频振 动。
3、国内外动力总成悬置设计及制造 方面的概况
动力总成悬置系统作为发动机应用工程的重要组成 部分，其功能和设计原则大致如下:
(1)隔离振动; (2)支承和限位; (3)保护动力总成，防止动力总成个别部位因承受过大 的冲击载荷而损坏; (4)悬置系统的零部件必须具有足够的强度和可靠性; (5)悬置系统应装配简单(拆装方便和维修简单); (6)悬置零部件应符合通用化、标准化和系列化要求。
动力总成悬置系统 设计与优化
北京理工大学机械与车辆工程学院 李惠彬 2007.10.19
一、概述
动力总成--汽车的一个重要总成，包括发动机、离 合器和变速器。 引起汽车振动诸因素中，发动机工作过程中产生不 平衡力和力矩是相当重要原因，这些不平衡力力矩 通过动力总成悬置传递到车架或车身上，进而引起 整车振动，降低了汽车乘坐适性。 适当选取悬置系统的支承参数可提高其隔振性能， 改善整车乘坐舒适性。 动力总成悬置又称动力总成支承，主要作用是将发 动机柔性地支承在车身(或底盘)上，以减少动力总 成传给车身的振动和噪声。
三、发动机的振动特性
汽车用发动机通常为往复式内燃机，由于活
塞连杆机构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 动可以得到减轻，但由于结构先天的弱点， 振动是不可能完全消除的。 发动机所产生的振动主要来自于发动机点火 激扰和不平衡惯性力激扰两种情况。
1、点火激扰 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（又称倾倒 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：
其中：n－发动机转速，r/min； i－发动机缸数 τ－冲程系数，两冲程为1，四冲程为2。
4、动力总成转动惯量的测定及计算 （1）动力总成转动惯量的测量和计算方法 在对动力总成进行振动分析时，首先要测定 惯量矩阵M中的各个参数。
其中的参数，包括动力总成的质量m，及动力总成 绕过质心的坐标轴的转动惯量及惯性积。动力总成
转动惯量在计算扭转自振频率等时将作为重要的参 数，故在动力总成悬置设计中非常重要，但是动力 总成转动惯量的测量和计算准确都非常困难，通常 采用以下方法测量或估算： （1）三线扭摆测量法 将动力总成支承在用钢板制成的圆盘上，用3条钢 丝沿圆周等距分布将圆盘吊起，用特制的木架调整 动力总成的位置，使被测轴线（必须通过动力总成 质心）处于圆盘的中心并垂直于圆盘平面，然后转 动圆盘，使其小角度扭摆，并用秒表记录其扭摆周 期。如图5所示。
3、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，其结构必须十分牢固， 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。
表3.2四冲程发动机固有平衡特性表
四、动力总成悬置系统的隔振机理
1、自振频率 最简单的振动系统由重块和弹簧组成，在不 考虑阻尼的情况下，若将重块向下压， 然后松开，重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：
其中：K－弹簧刚度，N/m；M－重块质量，
kg。 实际上，阻尼的存在将会导致振动振幅的逐渐 减少、直至振动完全停止，这种现象称为有阻 尼的自由振动。振动衰减速率取决于系统阻尼 的大小。 动力总成橡胶悬置系统阻尼通常很小，可忽略 不计，如果简化为最基本的模型，动力总成就 相当于重块，悬置软垫相当于弹簧，就可以计 算出悬置系统的自由频率，可见，悬置软垫的 刚度对悬置系统自振频率的大小起关键作用。
1、悬置支承研究状况
早期汽车动力总成直接用螺栓刚性连接到车架上，
使动力总成振动直接传递给车架或车身。同时，由 于动力总成和车架是一相互反馈系统，使得车体振 动对动力总成也产生着影响，往往会造成动力总成 零部件早期损坏。 人们对汽车舒适性要求提高，开始用橡胶支承来隔 离发动机振动。到二十世纪二十年代，开始使用橡 胶块减振隔振特性来吸收和隔离动力总成振动，以 减少动力总成和车体或车身之间振动传递。在以后 许多年，汽车动力总成一直采用橡胶悬置作为减振 支承元件。 随着各种合成橡胶出现以及橡胶硫化和粘结技术不 断提高，逐渐出现各种不同结构防振橡胶元件，以 求达到最佳减振效果。
表3.1四冲程发动机最低怠速转速为600rpm时，激振扭转频率
2、不平衡惯性力激扰 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：
其中：Q―比例系数，一级惯性力Q=1，二级
惯性力Q=2；n―发动机转速，r/min
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，一级惯性力和二级惯性力都是孤立 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）。
2、隔振原理
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表4.1 频率比与隔振效果及人体感觉
如要降低悬置系统自振频率，则必须采用刚
度较低的悬置软垫，对于橡胶软垫，则必须 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，动力总成稳定性差，受 外力后相对位移大，易导致动力总成上零部 件与底盘上零部件发生干涉、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，导致软垫寿命降低； 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。
他给出常用动力总成六自由度刚体振动力学模型， 指出动力总成悬置系统特性的选择面临两方面问题： 一是其自身振动隔离；二是路面激励下动力总成晃 动，即在低频段内，动力总成固有频率与整车特性 匹配不当时，路面激励所造成动力总成晃动可能引 起汽车乘坐舒适性。 另外，发动机支承系统采用副车架相当于二级隔振 系统，并证明其具有较好减振降噪作用。 哈尔滨理工大学孙智慧通过理论推导，得出弹性支 点位置布置对系统振动响应特性具有重大影响，即 通过调整支点空间位置将能消除多个激励与响应的 振动耦合关系。全解耦支点布置形式是发动机隔振 系统支点设计的最理想布置形式，但在实际设计过 程中由于发动机空间安装位置限制，往往难以实现， 而是采用半解耦支点布置形式代替全解耦支点布置 形式，其隔振效果与全解耦支点布置形式相近。
3、动力总成主惯性轴的位置确定 主惯性轴又称最小惯性轴，或称滚动轴。其含义是： 一个物体作自由转动时，它必然以最小惯性轴作为 它的旋转（或滚动）轴线，因为该物体绕此轴线旋 转时产生的阻力矩最小。 主惯性轴必然通过动力总成的质心，如果分别求得 发动机及变速器各自的质心位置，则两个质心的连 线也就是该动力总成的主惯性轴。 据统计，对于典型的直列六缸发动机而言，一般主 惯性轴与曲轴中心线的夹角大约在10～150之间。
由于我国现在大多数汽车还是在采用橡胶
悬置系统，价格便宜-显著优势；橡胶悬 置仍有其广阔应用市场，特别是轿车、客 车等乘用车轻量化设计趋势发展；前置前 驱轿车的增多；市场对轻卡、重卡等商用 车需求不断增加。 对橡胶悬置系统隔振性要求也日益增高。 以动力总成的橡胶悬置系统作为研究对象。
二、汽车动力总成悬置系统研究 概况
1999，裘新等建立一行系统固有振动特
性模拟计算，同时对液阻悬置和橡胶悬置的隔振特 性进行对比分析，并得到实验模态分析结果证实。 2002，吕振华等对国内一种轿车的发动机液阻悬置 建立了集总参数的力学和数学模型，进行了动态特 性仿真，并与实验测试结果进行对比分析。 对此问题其实质还是“移频、解耦、降低支承处动 反力”的思想。 总而言之，国内有关悬置问题的研究虽然较晚，但 随着一汽、二汽、上汽等大企业的换型改造，这一 问题的研究受到了足够的重视，并取得了一些基础 性研究成果。但同国外相比存在一定的差距，还没 有形成完整系统的悬置元件设计试验及悬置系统设 计优化分析的理论和方法。