汽车悬置系统设计指南.docx
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汽车悬置系统设计指南
悬置系统设计指南
编制：
审核：
批准：
发动机工程研究二院
动力总成开发部
主题与适用范围
1、主题
本指南介绍了动力总成悬置系统开发的基本知识和基本过程，以及所涉及到的基本流程文件核技术文件。
2、适用范围
本指南适用于奇瑞所有装汽油或柴油发动机的M1类车动力总成悬置系统的设计。
一、悬置系统中的基本概念
1.1悬置系统设计时的基本概念
1：
整车坐标系：
原点在车身前方，正X方向从前到后，正Y方向指向右侧（从驾驶员到副驾驶），正Z方向朝上如图（1-1）。
（图1-1）整车坐标系
2：
发动机坐标系：
原点在曲轴中心线与发动机和变速箱结合面的交点处；正X方向从变速箱到发动机，沿着曲轴中心线，正Y方向指向右侧如果沿着正X方向看，正Z方向朝下如图（1-2）。
（图1-2）发动机坐标系
3：
主惯性矩坐标系：
原点在动力总成的质心位置，正X方向从变速箱到发动机，沿着最小主惯性矩轴线，正Y方向通常沿着最大主惯性矩轴线，正Z方向朝下并且沿着中等主惯性矩轴线如图（1-3）。
（图1-3）主惯性坐标系
4：
扭矩旋转轴坐标系：
原点在动力总成的质心位置，正X方向从变速箱到发动机，沿着TRA方向，Y方向和Z方向可任意选择只要符合右手法则。
由于动力总成的不对称，MOI坐标系永远与发动机坐标系不平行。
所以围绕曲轴中心线如果有一小的扭矩波动，被很软的像弹簧支撑着的动力总成将会有一个围绕TRA旋转的趋势。
5：
弹性轴和弹性中心：
弹性轴只能由悬置位置、方向和刚度来确定，而与动力总成的质量特性无关。
如果最小静态力或力矩沿着某一方向作用到刚性的车身上导致车身在相同的方向产生一个位移或旋转，那么该方向就定义为某一弹性轴方向。
弹性中心是弹性轴线的交点，弹性轴是从静态的观点来定义的，在静态下，动力总成移动加速度和角加速度为零。
因此，质量特性可以忽略。
6：
打击中心：
不用进行详细的数学解释，简单的刚性钟摆详见图（1-4）。
钟摆在
点支撑，物体的质心位置是
。
假定在
的延长线上有一点
，钟摆在
点受到一个力，且与联机
垂直，这时在
点没有反作用力。
则
点和
点互为打击中心，也就意味着
点和
点是可逆的。
（图1-4）打击中心示意图
6：
解耦的概念：
悬置系统的设计目标是减少发动机的振动，这种振动在一定的频率范围内与一定的发动机激励耦合有关；在某一时间获得一个激励，例如曲轴扭矩的激励，如果是一种自然频率一种纯模态的一种激励就更好。
这样有两个优点。
第一，需要关注的只是一种频率，例如，设计时可以远离激励的频率，如怠速时的频率。
第二，某些动力总成的自由转角和频率对整车的结构很敏感。
所以，如果受激励的几个动力总成的自由转角和几种频率只用一种来代替，产生这种被称作结构敏感性的模型就是解耦。
了解为什么动力总成悬置系统解耦似乎很容易，但怎样评估悬置系统是解耦的，并不十分清楚。
传统意义上来说，模型分析是在一个坐标系通常在发动机坐标系下进行KEF指数的计算。
把在一定DOF下的KEF的百分比作为在这个DOF下解耦的百分比。
这种评价解耦的方法是现在最常用的评价方法。
但据说国外有关资料说这种评价方法不是最好的方法，而且常常造成很大理解误差。
下面是国外最新的评价解耦的方法。
“解耦与某一特定的激励有关，对于位移或力的解耦，在特定的方向上应该达到100%或尽可能高的KEF指数。
这个方向可以是也可以不是发动机DOF下的坐标系。
为了转动或力矩的解耦，在运动以及发动机主惯性矩条件下，100%或尽可能高的KEF指数的力矩旋转轴方向是较好的。
例如，为了曲轴力矩的解耦，需要在TRA方向100%或尽可能高的KEF指数。
但是，TRA方向不是发动机坐标系下的某个DOF方向。
所以，在发动机坐标系DOF下的KEF指数，不能反映在所有激励条件下解耦的百分比。
”
对于理论分析来说，解耦的概念显得就更加复杂了。
他实际上包括：
惯性解耦、弹性解耦以及阻尼解耦（位移解耦）。
在悬置系统解耦分析当中，阻尼解耦通常被省略掉。
惯性解耦和弹性解耦成了关注最多的一种解耦途径。
惯性解耦在实际工程中比较容易实现，由于弹性解耦受到的限制条件较多，所以一般弹性解耦都是十分困难的。
在实际工程设计中，我们看到的解耦概念体现在能量的集中率上。
但对于工程设计人员来说，能量集中是个很抽象的概念。
它只可作为评价性的结论，不能作为实际的悬置系统设计的方向性的参考。
对于解耦的概念这里只作简单的介绍。
在以后的章节里，会介绍实际工程中解耦的方法。
它们都是从“惯性解耦”与“弹性解耦”这两个概念出发，得出的一些实际工程经验。
1.2动力总成振动激励简介
动力总成系统是由发动机的爆发力、旋转和往复不平衡力、路面的状况以及由附件和车身其它零部件传递的动态力或运动而引起激励。
主要的激励是曲轴上的内部震荡扭矩、汽缸方向上的内部力以及相关的运动；此外，还有来自路面和轮胎的激励。
简单总结有如下几个振动的根源：
1.不平衡的回转运动质量所产生的离心力及离心力矩（都为一次）
2.不平衡的往复运动质量所产生的惯性力及惯性力矩（一次、二次）
3.不平衡的反作用简谐扭矩（其次数为汽缸数除2及其整数倍。
如6缸发动机即为3、6、9等次）
4.个别气缸不工作或爆发压力不均匀（其次数为1/2次及其整数倍）
5.因机身（曲柄箱）刚性不足导致内力矩输出引起（多数是一次机身弯曲振动）
6.由路面不平坦引起
7.由汽车行驶中加速或刹车时的惯性力引起（使发动机产生纵向振动）
8.发动机与变速箱连接处刚性不足，多为200HZ左右的3/2阶的振动
由此可以看出：
造成汽车动力总成振动的原因是多方面的，由它引起的振动在阶次上、作用方向上、振动强弱上不尽相同，情况是相当的复杂。
一般说来他们取决于发动机的平衡特性，即和发动机的型式、缸数、工作转速、曲柄排列以及发火次序等有关。
对于悬置系统设计而言，前三项是最需要关注的振动源。
而由其引起的动力总成振动模态主要是平摇，纵摇及横摇。
一般高速下不平衡的惯性力（力矩）引起的振动大些，而低转速时（如怠速）则由不平衡的简谐扭矩引起的振动大些。
图1-5发动机的三种主要的振动模态
作为工程实例。
下表1.1给出了一些发动机的振动特性
表1.1
缸式，缸数
曲轴转速范围
（rpm）
发动机的主要扰动频率
不平衡的倾覆力矩
不平衡的离心力及离心力矩
不平衡的惯性力及惯性力矩
第一阶主谐
第二阶主谐
直列/V型4缸
600~6000
20~200
40~400
20~200
直列5缸
600~6000
25~250
50~500
10~100/20~200
直列/V型6缸
600~5500
600~4600
30~275
15~115
60~550
30~260
10~90
20~115
V型8缸
600~6000
40~400
80~800
10~100
V型10缸
600~2400
50~200
100~400
20~80
V型12缸
600~2100
60~210
120~420
10~35
和一般的机械不同的是汽车发动机的质量分布很不均匀，其转动惯量轴线和曲线中心线是不平行的。
两者间的夹角可达15度~30度；其次，发动机的各种激励力和激励力矩均偏离机组的重心。
因此能激起的振型很多。
例如不平衡的回转质量，离心力激发发动机产生垂向（x），横向（z）,纵摇（γ），平摇（α）等振动；由不均匀的简谐扭矩能激起发动机产生横摇（β）平摇（α）等振动。
具体发动机扭矩波可用以下公式计算得到：
f扭=2Nn/60C
其中：
C——冲程数
N——气缸数
n——转速。
二、悬置系统的作用
2.1悬置系统的设计意义及目标简介
现代汽车发动机无一不是采用弹性支承安装的，这在汽车行业称之为“悬置”，在力学及振动工程中则是个隔振问题。
如果不用中间弹性元件而直接将发动机刚性地固紧在汽车车架（底盘）上，则当汽车在不平坦的路面上行驶时将导致机身由于车架的变形、冲击而损坏；而当汽车在平坦光滑的路面上行使时来自发动机的振动将导致车架、车身产生令人厌恶的结构噪声。
此外弹性悬置还能补偿在发动机安装及运动过程中由车架变形导致的相对位置的不精确。
由此可知，悬置系统的设计目标值：
1）能在所有工况下承受动、静载荷，并使发动机总成在所有方向上的位移处于可接受的范围内，不与底盘上的其它零部件发生干涉；
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）能充分地隔离由于地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；
2.2动力总成悬置系统对整车NVH性能的影响
动力总成悬置系统对整车NVH性能的影响仅次于排气系统、整车密封性和悬架系统，成为影响整车NVH性能的第4个重要因素。
经过一段时期的工程经验的总结，悬置系统主要在以下几个方面跟NVH性能密切相关：
发动机点火瞬间的抖动；
经过颠簸路面引起的动力总成过大的振荡；
发动机怠速时，方向盘、坐椅、仪表盘面板和前歇脚板等振动；
整车在中频（30-60HZ）时的粗躁度；
整车在中频（30-70HZ）时的轰鸣；
由于动力总成悬置系统阻抗导致的齿轮啮合噪声；
1K-5KHZ时，悬置的金属结构传递的发动机噪声；
对于不同的振动噪声形式，其频率范围有所区别。
在实际工程中，人的主观感觉是整车NVH性能的一种重要的评价的方式。
但只有把主观感觉跟工程数据很好的结合在一起，才能区分并解决振动噪声问题。
实际上就是把主观判断出的振动噪声型式与其对应的频率范围结合在一起。
针对这个问题，下表2.1给出具体的方法
表2.1振动噪声与其对应的频率范围
频率范围（HZ）
0-5
5-10
10-30
30-60
60——
25-75
75-250
25-1500
1500——
振动/噪声描述
振荡
抖动
颤抖
粗糙度
嗡嗡声
轰鸣声
啸啸声
鸣鸣声
口哨声
结合表2.1可以看出，动力总成悬置系统影响整车的NVH性能主要是在振动方面。
对于一个整车而言，其振动的隔离系统包括很多。
对于不同的系统其隔离的振动型式又有所区别。
虽然其隔离的振动频率相对较容易区分开来，但是其导致的振动的表现形式却很难区分。
比如：
方向盘的振动于发动机悬置的隔振性能密切相关，它同时也与底盘的衬套和转向系统本身的减振性能相关。
所以针对NVH问题评判的同时需对整车的减振系统有个很好的了解。
（图2-1）整车的隔振系统分布
整车的振动源主要来自于发动机和路面，图2-1中减振系统的根据振源也可以分为两类。
这样的分法，将更加清楚的看出振动问题的原因。
下面将针对于悬置直接影响NVH的有关问题展开叙述。
动机点火瞬间的抖动：
发动机的点火的瞬间，其振动频率应为0HZ-25HZ。
悬置系统的固有频率通常分布在7HZ-15HZ。
于是，如果悬置系统的固有频率未能很好的匹配，动力总成的刚体模态将发生严重的共振。
发动机点火时，主要的刚体振型为：
垂向的平动和横摇（沿着曲轴中心线的转动）。
在发动机在点火瞬间，刚体的主要振动模态是自然的耦合在一起的。
所以悬置系统在Z向和Pitch这两个固有频率必须≧2HZ。
但实际上很难控制。
因为悬置系统Z向的固有频率对应的是发动机的第三阶振型；悬置系统Pitch向的固有频率对应的又恰恰是发动机的第四阶振型。
因此两阶模态的分开，是动力总成悬置系统设计中十分关键的问题。
通过悬置系统的解耦设计，使得Z向Pitch向的耦合刚度为零可以缓解振动的幅值。
需要指出的是：
在点火瞬间，动力总成悬置系统的共振是不可避免的。
根据人机工程学，人的心脏、胃、肝等身体器官在垂向（Z向）的4-8HZ时会产生共振，十分敏感。
所以，在设计悬置系统时，应该将Z向的固有频率避开这个范围，实际工程中应该保证在：
9-11HZ。
经过颠簸路面引起的动力总成过大的振荡：
汽车行使过颠簸路面所引起的振动主要集中在0-5HZ。
经过底盘悬架系统的隔振后，其振幅将大大的被降低。
对于动力总成悬置来来说，只要保证其最第阶的固有频率的高于此频率范围即可。
在这里需要明确一下，本书中所提出的共振概念都是基于一定的结构阻尼来说的。
悬置最低阶的固有频率对应的是动力总成在整车上X向的振型。
而发动机在X向的与Z向的平动以及与Pitch向的振型无耦合情况。
且，人际工程学中平动的敏感范围集中在1-2HZ。
所以，对最低阶的固有频率值不作过多的要求。
仍然是需要保证其Z向固有频率即可。
发动机怠速时，方向盘、座椅、仪表盘面板和前歇脚板等振动
发动机怠速时，振动频率集中在25-30HZ；在怠速时，发动机的振动以绕曲轴中心线的转动为主。
在动力总成刚体的振型中，横摇（XX发动机坐标）与纵摇（YY发动机坐标）两种模态耦合在一起。
对于悬置系统的固有频率匹配难度较大。
根据隔振原理，只有当隔振器的固有频率小于激励频率
的时候，系统才具备隔振性能。
这就导致，如果固有频率超过或者接近与这个要求的时候。
强迫振动的衰减差。
动力总成的振动能量完全传递到车身中，引起相关零件的振动。
而当此两种的模态接近于发动机怠速的频率时，将产生严重的共振。
4）在中高频时影响整车的NVH性能
在中高频时，悬置系统的动态硬化将导致系统的整体固有频率提高。
严重影响起隔振效果。
其次，在中高频时悬置的金属骨架和连接支架的模态将被激发出来。
导致支架共振并传递到车体，使得车体的大面积板金振动发出噪声。
所以，应该加强悬置的金属骨架和连接支架的刚度，使其一阶的约束模态在450HZ以上，避开发动机传过来的主要激励。
三、悬置系统的概念设计
3.1悬置系统的布置方式选择
每个隔振器（悬置系统）不论其结构形状如何都可以看作由三个相互垂直的弹簧组成，按照这三个弹簧的刚度轴线和参考坐标轴线间的相对位置关系，悬置系统弹性支承的布置可以有常见的三种不同方式：
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：
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）
（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AB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
、横摇
（以及平摇-横摇耦合振动时的
）
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：
，
（或
）≤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
、纵摇
（以及纵向-纵摇耦合振动时的
）
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
不宜过小，一般可取
，
（或
）=10∽15（Hz）
3横向
由于汽车行走时左、右方向的动载荷没有上、下方向大，因此
的数值可以取得比
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
=5∽10（Hz）
4纵向
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
Degreeoffreedom
c.g.Max.Motion+/-（mm）or（deg.）
Fore/aftx
15
Lateraly
8
Vertical–downwardz
12
Vertical–upward,z
12
Rollxx
1.0
Pitchyy
3.5
Yawzz
1.0
表4.4
LowAmplitude（0.1mm,0.2mmp-p）PTRigidBodyModeAllocation
Hydraulic（orElastomer*）MountSystem
VehicleDynamicsconsiderationsmustbeincludedinthefinalrequirementsforthebouncemodefrequencyanddecoupling
InVehicle
FrequencyRange
%Decoupling
Mode
LowerLimit
UpperLimit
Max%
Separation
Bounce
9
11
>90%
>2Hzfrompitchandroll
Fore/Aft
7
13
>85%
>1Hz
Lateral
7
15
升级会员 