發(fā)動機懸置系統(tǒng)設計

1、發(fā)動機懸置系統(tǒng)的設計懸置系統(tǒng)發(fā)動機本身是一個內(nèi)在的振動源，同時也受到來自外部的各種振動干擾。引起零部件的損壞和乘坐的不舒適等。所以設置懸置系統(tǒng)，把發(fā)動機傳遞到支承系統(tǒng)的振動減小到最低限度。成功地控制振動，主要取決于懸置系統(tǒng)的結構型式、幾何位置及懸置軟墊的結構、剛度和阻尼等特性。確定個合理的懸置系統(tǒng)是一件相當復雜的工作，它要滿足系列靜態(tài)及動態(tài)的性能要求，同時又受到各種條件的約束，這些大大增加了設計的難度。一般來講對發(fā)動機懸置系統(tǒng)有如下要求。 能在所有工況下承受動、靜載荷，并使發(fā)功機總成在所有方向上的位移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。同時在發(fā)動機大修前，不出現(xiàn)零部件損壞。 能

2、充分地隔離由發(fā)動機產(chǎn)生的振動向車架及駕駛室的傳遞，降低振動噪聲。 能充分地隔離由于路面不平產(chǎn)生的通過懸置而傳向發(fā)動機的振動，降低振動噪聲。 保證發(fā)動機機體與飛輪殼的連接面彎矩不超過發(fā)動機廠家的允許值。懸置系統(tǒng)的激振源作用于發(fā)動機懸置系統(tǒng)的激振源主要如下： 發(fā)動機起動及熄火停轉時的搖動； 怠速運轉時的抖動； 發(fā)動機高速運轉時的振動； 路面沖擊所引起的車體振動； 大轉矩時的搖動； 汽車起步或變速時轉矩變化所引起的沖擊； 過大錯位所引起的干涉和破損。作用在發(fā)動機懸置上的振動頻率十分廣泛。按著振動頻率可以把振動分為高頻振動和低頻振動。頻率低于30Hz的低頻振動源如下： 發(fā)動機低速運轉時的轉矩波動； 在

3、發(fā)動機低速運轉時由于慣性力及其力偶使動力總成產(chǎn)生的振功； 輪胎旋轉時由于輪胎動平衡不好使車身產(chǎn)生的振動； 路面不平使車身產(chǎn)生的振動； 由于傳動系的聯(lián)軸器工作不佳產(chǎn)生附加力偶和推力，使動力裝置產(chǎn)生的振動。頻率高于30Hz的高頻振動源如下： 在發(fā)動機高速運轉時，由于慣性力及其力偶使動力總成產(chǎn)生的振動； 變速時產(chǎn)生的振動； 燃燒壓力脈動使機體產(chǎn)生的振動； 發(fā)動機配氣機構產(chǎn)生的振動； 曲軸的彎曲振動和扭振； 動力總成的彎曲振動和扭振； 傳動軸不平衡產(chǎn)生的振動?？傊拱l(fā)動機總成產(chǎn)生振動的主要振源概括起來有兩類：一為內(nèi)振源，主要是由于燃燒脈動、活塞和連桿的運動產(chǎn)生的不平衡力和力矩。二為外振源，主要來源于

4、不平的道路或傳動系。這兩種振源幾乎總是同時作用，使發(fā)動機處于復雜的振動狀態(tài)。(1) 燃燒激振頻率這是由發(fā)動機氣缸內(nèi)混合氣燃燒，曲軸輸出脈沖轉矩，由于轉矩周期性地發(fā)生變化，導致發(fā)動機上反作用轉矩（又稱傾覆力矩）的波動。這種波動使發(fā)動機產(chǎn)生周期性的扭轉振動，其振動頻率實際上就是發(fā)動機的發(fā)火頻率，計算公式為：f12×i×n/60/式中：f1點火干擾頻率；Hz發(fā)動機沖程數(shù)；(2或4)i發(fā)動機氣缸數(shù)；n曲軸轉速，r/min(2) 慣性力激振頻率由不平衡的旋轉質量和往復運動的質量所引起的慣性激振力和力矩的激振頻率為：f2Q×n/60式中：f2慣性力激振頻率；Q比例系數(shù)(一級不

5、平衡力或力矩Q1，二級不平衡力或力矩Q2)。不平衡慣性力的激振頻率與發(fā)動機的缸數(shù)無關，但慣性力的不平衡量與發(fā)動機缸數(shù)和結構特征有著密切的關系。關于外振源，歸根結底是路面的激勵，通過車輪、驅動系統(tǒng)、轉向系統(tǒng)及車架等而傳遞到動力總成，所以在選擇懸置系統(tǒng)的固有頻率時，需要考慮到車輛與發(fā)動機連接部分的共振頻率。因此，懸置系統(tǒng)特性的選擇首先要隔離發(fā)動機自身的振動，即不讓發(fā)動機不平衡力造成的振動過分地傳向車體。這就要求懸置系統(tǒng)的固有頻率低于發(fā)動機怠速工況下激振頻率的0.7倍。車體結構振動的降低，十分有利于降低結構振動造成的噪聲。目前汽車發(fā)動機的懸置軟墊都相當軟，發(fā)動機的固有頻率大多處在620Hz的范圍內(nèi)。

6、如此低的頻率，當汽車以正常車速行駛時，剛好處于不平道路的低頻激勵階段，這就帶來了路面激勵下發(fā)動機的晃動問題。在低頻段內(nèi)，發(fā)動機的固有頻率與整車特性匹配不當時，路面激勵所造成的發(fā)動機晃動可能引起汽車乘坐舒適性下降，也可能影響到汽車的操作性。懸置系統(tǒng)的布置1) 懸置點的數(shù)量懸置點的數(shù)量根據(jù)動力總成的長度、質量、用途和安裝方式等決定。懸置系統(tǒng)可以有3、4、5點懸置，典型的布置見圖3161。一般在汽車上采用三點及四點懸置系統(tǒng)。因為在振動比較大時，如果懸置點的數(shù)目增多，當車架變形時，有的懸置點會發(fā)生錯位，使發(fā)動機或懸置支架受力過大而造成損壞。三點式懸置與車架的順從性最好，因為三點決定一個平面，不受車架變

7、形的影響，而且固有頻率低，抗扭轉振動的效果好。值得推薦的是前懸置采用兩點左、右斜置、后端一點緊靠主慣性軸的布置方案，這種布置具有較好的隔振功能。在四缸機上得到廣泛應用。而前一點、后兩點的三點式多用于六缸機。四點式懸置的穩(wěn)定性好、能克服較大的轉矩反作用力，不過扭轉剛度較大，不利于隔離低頻振動。但經(jīng)過合理設計，仍可滿足四缸機、更能滿足六缸機的要求。四點式懸置在六缸機上的使用最為普遍。圖3162是典型的三點式和四點式懸置。在重型汽車上，因為其動力總成質量和長度大，為了避免發(fā)動機機體后端面與飛輪殼接合面上產(chǎn)生過大的彎矩，一般在變速器上增加一個輔助支點，從而形成五點式懸置。 由于該支點距動力總成的質心最

8、遠，又是過定位點，因此輔助支點剛度不能太大，以避免因車架變形而損壞變速器或懸置支架。2) 懸置系統(tǒng)的解耦(1) 懸置系統(tǒng)的解耦目的當彈性支承的剛體在一個自由度上的自由振動獨立于另一個自由度上的自由振動時，我們說這兩個自由度的振動是解耦的。發(fā)動機懸置系統(tǒng)實際上具有六個自由度，并且是互為耦合的。耦合的作用使發(fā)動機振動互相激勵而加大，振動頻率范圍變寬。這樣要想達到同解耦時相同的隔振效果，就需要更軟的懸置軟墊，這就使得動力總成與周圍零件之間有較大的相對位移，造成風扇與護風罩相碰或其他部件之間產(chǎn)生振動干擾，給整車布置造成困難。由于軟墊的較大位移，使橡膠內(nèi)應變增大而影響其使用壽命。另外，由于各自由度振動的

9、互為耦合，很難對某個產(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。(2) 懸置系統(tǒng)彈性中心作用于被支承物體上的一個任意方向的外力，如果通過彈性支承系統(tǒng)的彈性中心，則被支承物只會發(fā)生平移運動，而不會產(chǎn)生轉動。反之，被支承物體在產(chǎn)生平移運功的同時，還會產(chǎn)生轉功，即兩個自由度上產(chǎn)生運動耦合。同樣，如果一個外力矩繞彈性中心主軸線作用于被支承物體上，該物體只會產(chǎn)生轉動而不會產(chǎn)生平移運動。反之，物體在產(chǎn)生轉動的同時，還會產(chǎn)生平移運動，同樣出現(xiàn)兩個自由度上的運動耦合。彈性中心是由彈性元件的剛度和幾何布置決定的，與被支承物體的質量無關。它對彈性系統(tǒng)而言，猶如質心之于剛體。如果剛體質心與支

10、承系統(tǒng)的彈性中心重合，則振動將大為簡化。理論上，如果使發(fā)動機懸置系統(tǒng)的彈性中心同發(fā)動機總成的質心重合(圖3163)，就可獲得所有六個自由度上的振動解隅。實際上完全解耦在懸置設計中是難以實現(xiàn)的，因為發(fā)動機的主要激振力只有垂直和扭轉兩種，而懸置設計中存在較多的約束。因此只要在幾個主要方向上獲得近似解耦就行了。3) 懸置系統(tǒng)的布置動力總成一般有三個彎曲模態(tài)，如果把前懸置點布置在節(jié)點上，使得彎曲模態(tài)在節(jié)點上不能被激發(fā)，則可將車架與發(fā)功機引起的彎曲振動激振力相隔離，發(fā)動機的垂直振動不致傳到車架上。通常應盡可能將前懸置點布置在動力總成一彎模態(tài)的一個節(jié)點上，以減小振動傳遞。出于解耦的考慮，應根據(jù)撞擊中心理論

11、將后懸置布置在前懸置點的共軛點上，使前、后懸置點的沖擊不至于相互影響，從而達到良好的隔振效果。Lf ?LR=Jy/m式中：Lf前懸置點離動力總成質心G的縱向距離；LR后懸置點離動力總成質心G的縱向距離；JY動力總成繞Y軸的轉動慣量；M發(fā)動機變速器動力總成的質量。前、后懸置的剛度還要根據(jù)承載量及到質心的距離合理地匹配，達到垂直及俯仰方向上的解耦。KFV?LF=KRV?LR式中：KFV、KRV分別為前后懸置的垂直剛度 N/cm。懸置點如為一點，則盡可能靠近動力總成的最小慣性軸。如為兩點，出于解耦的目的，最好是呈V形布置，一般傾斜角度：40o45o，如圖3164所示。V型布置的懸置系統(tǒng)的彈性中心較低

12、，在設計中通過傾角及位置的調(diào)整容易使其彈性中心落在或接近動力總成的主慣性型軸上。如果假設懸置軟墊在兩個剪切方向上的剛度近似相等，有下列公式。垂直剛度：KV=2(kpsin2+kscos2) 側向剛度：KL=2(kpcos2+kssin2) 扭轉剛度：K=2B2kpks/(kpcos2+kssin2)-=arctan(tan/k0) 式中k0懸置軟墊的壓縮剛度與剪切剛度之比，即 k0=kp/ks；A彈性中心高度；B軟墊支點到半水平距；彈性中心到支點的連線的仰角；懸置軟墊的安裝傾斜角；在實際設計中還有許多其他的布置形式。如非對稱的V形布置、 平置 、吊掛式等。4)轎車發(fā)功機的懸置布置特點轎車發(fā)動機

13、一般采用四缸四沖程發(fā)動機發(fā)動機前置、橫置、前輪驅動， 即FF式布置。 FF驅動方式下驅功反力矩直接作用于動力總成上，使發(fā)動機懸置受到較大的力。因此，為限制發(fā)動機及排氣系統(tǒng)等的位移，發(fā)動機懸置要有必要的剛度。另一方面，為了減小怠速及中高速區(qū)域的振動噪聲，要求發(fā)動懸置具有具有較好的柔件，達到良好的隔振性能。作用于發(fā)動機懸置上的驅動反力矩，在FR式場合，就是動力總成輸出最人轉矩時所產(chǎn)生的最大反作用力矩，即傾覆力矩，它等于發(fā)動機最大轉矩乘變速器最大減速比。這傾覆力矩主要由后懸置來承擔，力矩方向與發(fā)動機旋轉方向相反。因此在后懸置一側的軟墊上將產(chǎn)牛很大的額外壓縮負荷。但在 FF式的車輛上，則為差速器（驅動

14、軸）的輸出轉矩。因此FF式的驅動反力矩為陽式的34倍。此外，在主要采用橫置發(fā)動機的轎車上，差速器的驅動反力矩與發(fā)動機轉矩波功的激振方向一致，并和車身彎曲的方向相同，因此在橫置發(fā)動機的懸置布置中，有以下特點：因降低發(fā)動機的扭轉剛度應有一定的難度，很難確保對發(fā)動機轉矩波動激振的隔離。因為車身彎曲共振頻率接近于發(fā)動機扭轉振動頻率域，且振動方向一致，所以容易發(fā)生低速時的振動。發(fā)動機、變速器及差速器成為體，所以瞬態(tài)變化劇烈。根據(jù)上述特點，在懸置設計上大體分為低速區(qū)域的轉短波動激振及中高速區(qū)的慣性激振兩部分。懸置系統(tǒng)一般采用四點支承，其中一點為輔助點。在設計上盡時能減小振動的耦合度。采用非線性、變剛度的懸

15、置軟墊，提高低轉矩時的隔振效率、減小大轉矩時的振動位移。圖3165，給出的前置發(fā)動機前輪驅動汽車發(fā)動機的懸置布置方案中，利用A、B、C三個懸置支承發(fā)動機裝置的質量。其中驅動轉矩反力主要被C、D兩個懸置所承受，這二個懸置的彈性和距離， 也決定了動力裝置的橫滾共扼頻率。在這種汽車上，由于最終減速機構布置在變速器內(nèi)，驅動轉矩的反力較大，為了限制動力裝置的位移，必須把動力裝置的橫滾共振頻率設定的較低。為此，C、D倆點大都采用非線性剛度系數(shù)的懸置軟墊。懸置軟墊的設計1）懸置軟墊的負荷通常前懸置位于發(fā)功饑機體前端或機體前部兩側，與后懸置相比、遠離動力總成的質心，因此動力總成的垂直靜負荷主要由后懸置承擔，而

16、前懸貨主要承受扭轉負荷。對后懸置來說距離動力總成的主慣性軸較近，承受較小的扭轉負荷及振幅。同時，由于它處于發(fā)動機動力輸出端，受傳動系不平衡力的嚴重干擾和外部軸向推力的沖擊， 當發(fā)動機輸出最大轉矩時支承點出現(xiàn)的最大反作用力也應由后懸掛來承擔。所以后懸置的垂直剛度較大，也起著限制動力總成前后位移的作用。懸置系統(tǒng)同樣還承受了汽車行駛在平平道路上的顛簸、沖擊、汽車制動及轉向時所產(chǎn)生的動負荷(表3-6-1)。2)懸置軟墊的機構形式在設計發(fā)動機懸置時。必須充分的考慮懸置的使用日的，例如支承的質量和限制的位移等，選擇合理的形狀。懸置的基本形式有三中，即壓縮式、剪切式和傾斜式，見圖3-16-6。表3-16-2

17、，給出了這二種懸置的基本特性及用途。通常采用傾斜式的懸置結構，利用這種懸置的彈性特性，支點設定可以獲得較大的自由度。表3-16-1 不同使用工況下可能出現(xiàn)的沖擊加速度值應用形式 垂直加速度（g）公路用車輛 ±4越野車輛 ±6發(fā)電機組 ±6船用（包括輔助設備） ±6叉車 ±3表3-16-2 懸置軟墊的基本特性及用途懸置形式 壓縮式 傾斜式 剪切式彈 性特 性 壓縮剛度大剪切剛度小 壓縮、剪切特性均好 壓縮剛度小剪切剛度大主 要用 途 用于振動輸入小、支承質量大的場合 用于振動輸入大、支承質量大的場合 用于振動輸入小、支承質量小的場合3）懸置軟墊的

18、限位、如果動力總成的位移過大，使動力總成本身，或它進排氣系、操縱機構 管路、接線等和周圍的機件相碰，產(chǎn)生損傷。同時懸置軟墊也容易損壞。為此，必須從懸置結構上限制過大位移。增加位移較大的方向上的懸置剛度。例如，在汽車加速行駛或轉彎行駛時，動力裝置產(chǎn)生的慣性力，可能使動力裝置產(chǎn)生較大的位移。為了限制動力裝置的位移，應該在前后、左右方向上設置較硬的懸置防止動力裝置出現(xiàn)過大的位移。采用非線形、變剛度的懸置結構，以同時減小小激振力引發(fā)的振動和限制大激振力時大的振動位移。例如在汽車停駛發(fā)動機怠速運轉，或汽車等速行駛時，發(fā)功機的輸出轉矩較小。這時，懸置軟墊的剛度較低，能有效地隔離振動。在快速起步時，驅動轉矩

19、的反力十分大，可能使動力裝置產(chǎn)生左右橫滾的振動。此外，汽車在不平整路面上行駛時，隨著整車的大幅度上下顛動，動力總成也產(chǎn)業(yè)很大的上下慣性力。由于這時懸置軟墊的剛度變大，也能有效地限制動力裝置的振動和位移。懸置軟墊限位結構的實例如圖3-16-7所示。4)懸置軟墊的可靠性(1)疲勞破壞橡膠材料的循環(huán)變應力的作用下可能出現(xiàn)疲勞破壞，設計時應注意橡膠的許用應力和許用變形，表3-16-6，給出了一般懸置橡膠材料的許用應力和許用變形。(2)老化懸置軟墊在使用中，不可避免的會受到熱、臭氧和紫外線等的作用、造成懸置軟墊的抗拉強度、力學性能下降，并產(chǎn)生裂紋。因此在懸置設計中應使懸置軟墊遠離熱源或加以隔離。表3-1

20、6-3懸置軟墊許用應力和變形變形形式 允許應力 允許變形壓縮 11.5 1520剪切 0.10.2 2030(3)永久變形懸置軟墊在使用中反復地變形，或受熱等因素影響下，橡膠將產(chǎn)生永久變形，使橡膠的尺寸發(fā)生變化。(4)粘接面的剝離一般設計中要求橡膠與金屬骨架的粘接強度高于3MPa，但由于產(chǎn)品質量問題或軟墊在高溫環(huán)境下長期使用后，粘接面的粘接強度下降并引起剝離而導致?lián)p壞。5)懸置軟墊橡膠的材料在設計中應根據(jù)使用要求選擇符合要求的橡膠材料。目前主要采用混合橡膠，它以天然橡膠為主料，添加了部分丁苯橡膠有的懸置也采用了丁腈橡膠。目前采用的減振橡膠材料有一般的加硫橡膠，如NR (天然橡膠)， SBR(丁

21、苯橡膠) ，BR (丁二烯橡膠)， IR(異戊橡膠)；特殊的耐油加硫橡膠，如NBR(丁腈橡膠)；特殊耐候(輕度耐油)橡膠，如CR(氯丁二烯橡膠)；阻尼力教大的橡膠，如IIR(丁基橡膠)；特別耐熱的加硫橡膠，如EPDM（乙丙烯橡膠）。6)懸置軟墊的阻尼根據(jù)懸置系統(tǒng)的幅頻響應特性，當動力總成在低頻振動時，為了減小振動的振幅，應采用阻尼因數(shù)較大的軟墊，此時阻尼越大，振動響應越小。其中，最典型的例子是沖擊。而當動力總成作30Hz以上的高頻振動時，由于激振力的頻率較高，可以不必考慮動力總成懸置系統(tǒng)的共振問題。為了降低動力總成的振動對整車的影響，切斷高頻振動的傳遞。應該使振動系的阻尼越小越好，此時阻尼越小

22、，振動響應越小。液壓懸置只使用橡膠軟墊，很難產(chǎn)生很大的振功阻尼。為了改善沖擊等過大的振動，懸置必須具有很大的阻尼力，這就是液壓式懸置，它同樣可降低高頻時的懸置剛廢，提高減振、降噪效果。1)液壓懸置的構造液壓懸置的基本結構見圖3-16-8。用一個中心螺栓將一個普通的錐形橡膠懸置墊固定在頂部，與隔板一起構成上腔，下腔由一個彈性皺皮膜和隔板構成，皺皮膜由個固定蓋保護，固定蓋與皺皮膜構成與大氣相通的氣室，隔板上開有一個活動板。同時隔板上開有小孔，阻尼緩沖液可由隔板上的小孔經(jīng)上腔流到下腔。2)液壓懸置的工作原理當發(fā)動機高頻小幅振動時，上腔內(nèi)壓沒有上升，這樣可得到較小的懸置剛度以減小振動(圖3-16-8a)。當發(fā)動機低頻大幅振動時，活動板的動作愛到限制、上腔壓力升高，流體通過阻尼孔流人下腔，利用流體的流動阻力，產(chǎn)生很大的阻尼力，從而使振功得到很大的衰減（圖3-6-8b）。在設計液壓式懸置時，可以改變某些參數(shù)，自由地設定共振頻率，例如改變液壓懸置的動態(tài)參數(shù)，節(jié)流孔的口徑和孔長等，這樣，利用液體的共振現(xiàn)象，就能實現(xiàn)任意的動態(tài)彈性特性。有的液壓式懸置還設有高頻節(jié)流孔等附加機件，能改善240Hz以下的動態(tài)彈性特性。液壓懸置的動態(tài)特性見圖3-16-9。懸置系統(tǒng)的設計程序確定動力總成的總質量，包括內(nèi)部注滿的機油和冷卻液。確定動力總成的