发动机悬置系统设计与性能分析(1.20)

戴超

沈阳理工大学汽车与交通学院，沈阳 110159

摘要：通过对解耦理论的分析，针对某型号发动机的激励特性，对发动机动力总成悬置系统进行了设计，并对各相关参数的选择进行了计算。通过对悬置系统能量传递效率的测试及分析，提出了设计优化方案，从而使悬置系统的整体隔振性能进一步得到提高。 关键词：发动机； 悬置系统； 解耦 中图分类号：TK412+5 文献标识码：A

0引言

随着汽车工业的快速发展，汽车设计向着轻型化和经济化发展，大功率发动机和轻量化汽车材料的使用，使得发动机传递至车身的振动幅值加大。发动机工作过程中产生的不平衡力和力矩与路面的不平度是汽车振动的主要激励源[1]。发动机作为汽车最重要的振源之一，由它产生的振动如果得不到很好的控制，会引起车身钣金件与车架相连的其它零件等产生异常振动和噪声，同时还要影响汽车的操纵稳定性和平顺性，严重时甚至损坏汽车的零部件，大大缩短汽车的使用寿命[2,3]。在发动机所有工作转速范围内，发动机产生的振动必须通过悬置系统加以隔离，尽可能降低传递给汽车底盘和车身的振动。同时悬置系统还必须隔离由道路不平引起的车轮、悬架系统的振动，防止这一振动向发动机传递，避免发动机振动加剧，以满足车辆运行时的平稳性和舒适性，并保证怠速和停机时发动机的稳定性。本文对悬置系统的解耦原理进行了研究，提出了汽车发动机动力总成悬置系统的设计方法，并对相应的设计参数进行了理论分析与计算[4]。

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小，特别在激振能量大的方向上要保证解

耦。

理论上，如果把悬置系统的弹性中心落在扭矩轴线上，隔振效果最佳，发动机只绕扭矩轴线振动，而不会引起绕其它轴线的旋转和平移，并具有较好的横向稳定性[5]。在考虑发动机总成和车身的弹性弯曲振动模态时，如果把前后悬置点分别布置在一阶弯曲振动模态的两个节点上，则车架与发动机引起的弯曲振动将被隔离，发动机的垂直振动不致传到车架上，也可防止道路不平引起的振动通过车架而激起机体的弯曲振动。出于解耦的目的，悬置点最好是呈V形布置。在V型布置中，弹性中心较低，容易通过倾角及位置的调整，使其弹性中心落在或接近发动机总成的主惯性轴上，且软垫各方向刚度均为V型倾斜角θ的函数，适当选取倾斜角θ可使动力总成的六个刚体模态固有频率落在所期望的范围内，可收到较好的隔振效果。

2 悬置系统的结构设计

此系统中发动机参数如表1所示。根据解耦理论，悬置系统悬置点采用四点布置方式。前悬置采用V型两点布置，V型夹角为80°，后悬置采用平置式布置，如图1所示。前后悬置间的距离L=800.5 mm，动力总成重心位置为（－149.7,4.476,91.44），动力总成重心点到前悬置的距离LF=141.3 mm，到后悬置的距离LR=659.2 mm，动力总成的总重量为327.2kg。

1悬置系统的解耦理论

耦合是指两个振动模态，在某一振动模态下的振动输入导致另一振动模态下的响应。使耦合分离，称为解耦。解耦的目的就是使各自由度上的振动相对独立或分离，从而使可能产生共振的频率比存在耦合时要 

辽宁省自然科学基金资助（20102189）

1

表1 发动机参数

型号 CYQD32T

（a）左视图

（b）前视图

图1 动力总成悬置系统设计图

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额定功率/转

最大扭矩/转

低怠速转

气缸数 4缸

排量（l） 压缩比 3.153

22:1

工作冲程数 4

速（kW/r/min） 速（N.m/r/min） 速（r/min） 80.9/3600

221/2000

700±50

2 悬置系统相关参数计算

（1）发动机激振频率的计算

发动机的激振频率可以通过公式（1）计算得到。

KFSKFV2(KF0sin2cos2)119Kg/cm （6）

KFPKF0KFS474Kg/cm （7）

其中：KFS为前悬置综合剪切刚度；KF0为前

悬置软垫压缩刚度与剪切刚度之比；θ为前悬置软垫安装角。

(5) 后悬置垂直综合刚度计算

根据重心落在弹性轴上的原理，前后悬置的垂直综合刚度必须匹配，这样可使前后悬置保持相同的垂直自振频率，以实现振动解耦。故后悬置垂直综合刚度KRV可用公式（8）求得。

KFVLFKRVLR

KRV

ni700423.3Hzf 60  60  2 （1）

其中：n为发动机转速；i为发动机缸

数；τ为冲程系数，两冲程为1，四冲程为2。发动机最低激振频率为23.3 Hz，垂直振动的最低频率也为23.3Hz。为了得到较好的隔振性能，悬置系统自振频率必须低于23.3/1.414=16.5 Hz,预期隔振效率为85％。（2）前后悬置软垫额定负荷的计算

根据式（2）和式（3）分别计算出发动机的前悬置质量GF和后悬置质量GR。

GLR327.2659.2G F L  800.5  269.4 Kg （2）

 G G R F  G  57.8 Kg （3）

(3) 前悬置垂直刚度计算

前悬置采用对称V型斜置布置，倾斜角θ为40°，前悬置垂直综合刚度KFV由公式（4）计算得到。

2GF2KFV4f532Kg/cm（4）

980FV

其中：fFV为前悬置垂直自振频率。 (4) 前悬置软垫刚度计算

单个前悬置软垫压缩刚度KFP可用以下公式求得。

KFVLFLR114Kg/cm （8）

(6)前悬置的侧向综合刚度计算

前悬置侧向综合刚度KFL可用式（9）求得。

KFL2(KFPcos2KFSsin2)752.6Kg/cm （9）

3怠速工况下悬置系统的隔振性能分析

怠速工况下对各悬置点的能量传递效

率进行测试，测试结果如表2所示，输入、输出分别为悬置点上和悬置点下的瞬时加速度值。

KFV2KFS(KF0sincos) （5）

表2 怠速工况下软垫总成能量传递效率

输入均方根 值（m/s2） 输出均方根值（m/s2） 传递效率 （％）

左前悬置点 x 5.30 0.48 8.9

y 3.20 0.56 17.4

z 7.50 0.65 8.67

x 2.15 0.34 15.8

右前悬置点

y 3.90 0.60 15.4

z 6.40 0.54 8.44

x 4.45 0.84 18.9

左后悬置点

y 4.35 0.37 8.5

z 4.80 0.98 20.4

x 3.80 0.84 22.1

右后悬置点

y 0.66 0.20 30.3

z 0.64 0.23 35.9

22

3

由表2测试数据分析，悬置系统基本能有效隔离动力总成各个方向的振动。前面的

两个悬置点的输出加速度降低较快，隔振效果较好，因此处于比较良好的状态。两个后悬置点的x方向传递的能量接近，经悬置软垫后都为0.84m/s2，因此处于平衡状态。z方向，左后悬置的激振较大，达到4.80 m/s2，而右后悬置的激振仅为0.64 m/s2，左后悬置的激振为右后悬置的7.5倍，传递后的能量也达到了4倍，而y方向经悬置软垫后的能量传递后也达到了2倍。动力总成此处振动存在不平衡，因此此处易产生激振，造成换档球头的振动。而传递到车架后，则易引起车架的晃动，造成方向盘的面振。根据试验结果，需要提高后悬置软垫x向的刚度，并控制剪切刚度，加强悬置支架的强度，从而改善后悬置的振动平衡。

3 结束语

根据发动机激励特性及解耦理论对悬置系统进行了设计，并对各相关参数的选择进行了计算。通过对悬置系统能量传递效率的分析，提出了对相关悬置点的改进措施，从而使悬置系统的整体隔振性能达到最佳状态。

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