发动机悬置的结构、作用、设计要求
1. 概述：
随着当前底盘、发动机技术的日臻完善， 车辆的振动、噪声的控制转而成为各个整车厂
在研发上的重中之重。

据统计分析在一个车辆系统的上万个零部件中， 对振动起关键作用的
大概有二百个。

它们又分别在整车的振动系统中起不同的作用。

这里仅对发动机产生的振动经由发动机
悬置到车身的振动系统的结构、作用、设计要求给出一定程度的阐述和说明。

内部噪声
Innenraum
车什
・* Karosserie
Fall rb^hn
—Abgasaufhangung
Aggregatl^ger
Antrebswellen —V/H-Achse
二百个零部件
行腔功力学 女全世 H 丸轩适件
足性
何部塩再
NVH 舒适性
'、：川
衣城振瞬上的丽振会 F 驴Hu 训了EinlcgBF v~|
3丸3合冷门I 合§0
基于汽车振动学的相应设计优化，应最大可能的避免整车主要部件在各种工况下的振动耦合。

悬置的作用概括来说就是对发动机振动和路面激励的隔离和吸收，减少乘客舱中人所受
的影响，降低其他零部件因为过多振动产生的疲劳破坏。

2. 悬置系统的结构
布置概念：
前轮驱动一一较低排量, 后轮驱动一一较大排量。

Fahrtrichtung 存驶方向
动力总成纵置，如海狮、阁瑞斯。

3 Punkt Lagerung bei Stanclardantrieb 一点式戻动机悬笛
动力总成横置，如尊驰、骏捷等。

3-Punkt
4-Punkt
四点式
4G63 4G64 4G93
I 〉4G18等动力总成
P ED d^lstutze
摆动式
中华1.8T 宝来等车的动力
总成。

Aggregatlagerungen bei Querantrieb
IT旨发动UL悬旨
结构概念：
橡胶悬置
悬置结构为橡胶+金属支架，在低频、大振幅的动刚度和滞后角变化小。

在高频、小振幅激励下的动刚度和滞后角变化不大，容易产生动态硬化现象，常用于发动机前后悬置，阻止发动机过渡扭转。

液力悬置
悬置结构为橡胶形腔+液体(乙二醇)+金属支架， 在低频、大振幅的激励下具有大阻
尼；在高频、小振幅的激励下具有小刚度。

可根据实际和成本情况决定采用一个液压悬置还 是采用多个液压悬置。

常用于发动机左右悬置。

3. 发动机悬置系统的设计要求
确定发动机悬置系统的主要因数： 悬置的位置和静态刚度： 自重，加减速，弯道行驶，启动关车及交变载荷。

悬置的动态刚度：
怠速振动的隔离，加减速和常速行驶，与轮胎车桥的振动耦合。

悬置的阻尼： 橡胶，液力和空气悬置的阻尼，特性是频率和位移的函数。

静刚度曲线，如下图。

表示悬置受载荷与位移的关系。

FZ.N)
SP
10000
f
-8000 J 6000 /
4000 /
一—一
15
*10
一^
^3, Gang
4000 /1. Gang
eooo / -BOOO
Druck
t
^-10000
悬置刚度曲线上各工作区：
线性工作区是指在一般载荷下，悬置能对振动起很好隔离和吸收的工作段。

Static che Einsenkung (mm)
静态下沉
■
NH
二
&豊左总山
设定某一载荷工况为曲线的拐点，橡胶刚度曲线进入非线性区。

并最终设定一个限位，以避免在任何工况下发生刚性零件的干涉。

约束动力总成在空间运动的最大位移和最大
角度。

如下图：
动力总成的固有频率和振型
根据理论力学的理论，当我们视动力总成为一个刚体的时候，它在发动机舱中运动分别
包含沿X、Y、Z三轴向的平动及绕X、Y Z轴的转动，即横向、纵向、垂直、偏转、俯仰、滚转六个自由度。

对于振动系统来说，它的振动传递率跟振动激励的频率、振动系统自身的频率及系统阻
尼有关，振动系统的传递率公式如下:
不同阻尼比的系统传递率曲线。

振动系统传递率
从而可以看出，只有当’,2时，系统才能起到隔振的作用。

而发动机的振动激励频
率大于等于25Hz,也就要求动力总成刚体振动固有频率上限为
1 (
2 -)2
(1 _ 2)2(2 -)2
，其中1为振动传递率; '为频率比；为阻尼比，下图所示为
17.68Hz。

0 [1
Lagenveg mmi最大限位
(N)
总
空
」
心
急
」
三档全载拐点-:
JO
5 0E*00G -7 5E*00
6 2 5E*006 5 (E*
Torque(N-fnm)
为避免振动耦合，所有着六个动力总成的刚体模态必须高于驱动轴固有频率又要低于轮胎的
横置发动机的颠簸分析。

另一方面，作为发动机悬置系统的另一环。

路面激励传至发动机再经由悬置反馈于车体, 在车内也会产生相应的振动及噪声特征。

在轮下加载相应路面激励功率谱，
悬置在发动机侧和车身测会产生相应位移,
轨上将激出相应的加速度。

下图是模拟和测试值的差别。

longitudinal 纵向
e "S| B » P ・"■ 1&I Fr. «» ]> 脂号护 j
vertlkd 垂直
gimri 偏（转
进而在座椅滑
1*4i-i i 刊 IE .I
>T M1 1^11^1 M l|f_ : 'll flrR! i.l_
JiJ
lateral 横向
IMvn 141 WFH ^-m**iw>9Q —
nick 的俯仰
0tf1_J ks^iri 】・UJI 科■:爭
kddH
rollen 滚转
E wt PMM 9 'Rihw*' ■ i y ■■? i
匕
固有频率，在5 — 15Hz 之间。

大致的分布如下:
它r.或液力悬酋
Gumm ilader
Sin-sweep
Luft- oiler Hydri 脑g-r
/
怠速抖动分析
怠速是发动机的一个常用工况，所以通常情况下，发动机的一阶振动可以通过发动机内 部的平横轴等部件消除（有的装有双平衡轴的发动机对二阶的振动也能起到很好的抑制作 用）。

二阶的振动在怠速区的频率约为
20-35HZ ，这个频率刚好又和车体弯曲和转向系统的
固有频率段比较接近，所以发动机的怠速区在二阶的振动一定要避开动力总成的刚体模态， 又要和车体
弯曲和转向系统的固有频率段由很好的区分。

而把不合避免的振动耦合放到不会 引
起长时间不适的启动停车阶段。

见下图:
通过实际工程经验，可以根据悬置力和动刚度在设计之初估算振动和噪声水平。

/
血7厲崗
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Drehzahl (1/min)转速分)。