汽车悬置系统设计规范指南doc.docx

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悬置系统设计指南

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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。