发动机悬置计算方法
W18036N W2=Wt
588N W3
2460N L1
0.3435m L2
0.7545m L3
0.87m L4
1.297m L5
0.116m L6
0.06m L7
0.427m h 1
150mm h 2 3.3mm
B 305.5mm
A 186mm
We 8624N
θ45°
0.78539815
rad 公式1公式2计算结果：
F 1+F 2=
11084.00N W1*L1=
2760.37N W2*(L6+L5+L2)=
547.13N W3*L4=
3190.62N F 2=
7469.10N F 1=
3614.90N M X =469.36N.m 0.1属于百分比620rpm 6个31Hz 1807.45N 3734.55N 9.35Hz 2.85mm 634N/mm 1311N/mm 1.3825N/mm
角度与rad转换前悬置安装仰角45°小于1200N.m,表明不需要加变速器辅助支承。
发动机质心高度变速器质心高度支承点半水平距离支承点低曲轴中心由W 1与W 2合成发动机总质量770Kg+含冷却液30Kg+机油20Kg 离合器总质量60Kg 变速器总质量240Kg+齿轮油13L(11Kg)F2*L3=W1*L1+W2*(L6+L5+L2)+W3*L4
悬置系统传递率T=10%
发动机怠速n
气缸数i
F1+F2=W1+W2+W3
M X =F2*L5-W3*(L6+L7)公式3,假如不用变速器辅助支承,计算出来大于
1200N.m则需要加支承
说明：F1--前支承支反力，F2--后支承合成支反力悬置系统的自振频率
F m =SQRT(F 2*T/(1+T))
悬置软垫静变形量S=9.8*25.4/F m 2
前悬置软垫静刚度K f =P 1/S
后悬置软垫静刚度K r =P 2/S
发动机外激干扰频率F=ni/120
单前悬置软垫载荷P 1=F1/2=
单后悬置软垫载荷P 2=F2/2=
动静刚度比为1.2-1.6，取1.3
前悬置软垫动刚度K f `=1.3K f
1704N/mm 226.64mm 0.6383rad 6.750.7240.858261N/mm 38.62N/mm 0.28199.75N/mm 前软垫的垂直刚度前软垫的剪切刚度前软垫的侧向刚度
弹性中心高度弹性中心到支点连线的仰角压缩刚度与剪切刚度之比k p =k f `
/2(sin 2θ+cos 2(θ/k 0))后悬置软垫动刚度K r `=1.3K r A=((We*h 1+Wt*h 2)/(We+Wt))+A 1α=arctan(A/B)垂直方向的刚度值(90°状态)k s =k p /k 0cos 2θK L =2(K p *cos 2
θ+Ks*sin 2θ)k 0=tanθ/tan(θ-α)sin 2θcos 2(θ/k 0)。
动力总成悬置系统运动包络及工况载荷计算方法
动力总成悬置系统运动包络及工况载荷计算方法吕兆平吴川永上汽通用五菱汽车股份有限公司技术中心【摘要】本文论述了动力总成位移控制设计的一般原理，以一微车动力总成悬置系统为研究对象，结合通用汽车公司全球标准的28种载荷工况，介绍了求解各悬置点反力以及发动机质心位移和转角的方法，该计算数据为悬置支架的强度校核以及发动机仓零件设计及布置提供了理论依据。
[关键词]动力总成悬置系统，运动包络，工况载荷The calculation method for the motion envelop and loadcase force of the powertrainmount systemLv Zhaoping Wu chuanyong(Technical Development Center,SAIC GM Wuling Automobile Co.,Ltd..,Liuzhou 545007 ) [Abstract]The general principle for the design of motion control for powertrain mounting system is presented。
Take a mini van powertrain mounting system as the object of study. with the 28 loadcase of the GM global standards. Introduces the method to solve the reaction force at the mounting points and the displacement and rotation of the COG of the powertrain.the calculated data provides a theoretical basis for the mounting bracket strength check and the parts of engine warehouse design and layout.[Keywords] powertrain mount system，motion envelop，Loadcase force前言[1]动力总成悬置系统的主要功能有两个，一是减振，二是限位。
发动机悬置系统
动力装置会因驱动反作用力、操纵以及路面干扰 伴随的车辆举动变化、而产生支撑重量所伴随态 位移、以及动态位移。为了避免与周边零件的干涉、 需要对这些动态位移进行控制。 F
静态 状态
动态 状态 限位器
x
发动机悬置的作用
②搭载性 ２/3
支撑重量所伴随的静态位移一般是指向上下方向的、 而动态位移根据外力要因的不同，方向是不一样的。
发动机悬置要素的具体实例1/3
切饼型
・在３个方向的弹簧上、 压缩方向的弹簧系数高、 切断方向的弹簧系数低、 设置安装倾角、通过调整压缩方向与切断方向的贡献 比例、可以设定各方向的弹簧系数。
发动机悬置要素的具体实例 2/3
圆筒型
・在３个方向的弹簧上、 圆周方向为压缩方向、弹簧系数高、 轴方向及旋转方向为切断方向、 弹簧系数低。
关于发动机悬置的布置
②种类-2)重心支撑方式悬置 3/3
（得失）
3点支撑（下部支撑） 采用代表车型 ・丰田 Harrier ・丰田 Camry ・三菱 ek-Wagon 2.振动特性适应性 △ ３.与车体特性的結合性 ○
・三菱ek-wagon ・丰田 Camry、 Harrier
1.Ｐ/Ｐ支撑性 △ ・对发动机扭矩 上部的保持力 不足、大扭矩 发动机需要追加 连杆。
m
k
动力装置的惯性质量
c
发动机悬置系统的 综合弹簧刚性 综合衰减系数 ・受到悬置的弹簧特性与 悬置布置的影响
发动机悬置的作用
③防振性 2/6
输入频率和振动系统的固有值、将决定之后的 振动传递特性。
振动控制要素 弹性区域；弹簧刚性（K） 共振区域；衰减（C) 质量区域；质量M) 振动传递率
fn √2 fn
汽车悬置软垫参数计算
悬置软垫参数计算
发动机悬置软垫隔振效率的关键是如何根据已知的条件计算出减振器的固有频率，当减振器的固有频率一旦确定后，隔振效率也就随之而确定了。
所以说减振器的固有频率是最关键的参数。
根据无锡凯华减震器公司提供资料整理悬置软垫计算公式和步骤如下：
1、 确定悬置软垫隔振效率目标值：一般选取%95~%80=η
2、 计算传递率： η−=1A T
3、 选取合适的阻尼比ξ：07.0~05.0==C
C C ξ 一般选取0.06 注：C －阻尼系数 C C －临界阻尼
4、 根据以下公式求λ
2222222222)1(4]2)1(4[)1(42A
A A A A A A T T T T T T T −−−−+−−=ξξλ 5、 确认发动机扰动频率f ；
260τ
××=i
n f
n －发动机转速
i －发动机缸数
τ－发动机冲程
6、 根据公式n f f =
λ求解悬置软垫固有频率n f 7、 根据公式W
k g m k f n ×==
ππ2121求解悬置软垫在该载荷下静刚度参数k
m ：悬置承受载荷（Kg ）
8、天然橡胶动静刚度比：1.2～1.6 选取动静刚度比1.4。
9、根据已经计算出的额定负荷下软垫静刚度求解在额定负荷下
固有频率时的悬置动刚度。
大型液压挖掘机发动机悬置系统分析与设计计算
CONSTRUCTION MACHINERY37大型液压挖掘机发动机悬置系统分析与设计计算刘成亮，董永平（徐州徐工挖掘机械有限公司，江苏 徐州 221004）［摘要］文章通过对液压挖掘机发动机悬置系统分析，得出了计算模型和相应计算公式，同时对某型号挖掘机悬置系统出现的问题进行测试和分析，给出了有效的解决方法，为挖掘机悬置系统优化设计起到借鉴作用。
［关键词］液压挖掘机；悬置系统；固有频率［中图分类号］TU621 ［文献标识码］B ［文章编号］1001-554X （2019）03-0037-05Analysis and design calculation of engine mounting systemfor large hydraulic excavatorLIU Cheng -liang ，DONG Yong -ping大型液压挖掘机多用于高负荷、高粉尘、高转速的作业工况下。
若发动机的有害振动得不到有效控制，会引起相应零部件的早期疲劳损坏，直接影响挖掘机的可靠性，同时还会对机器的平稳性、舒适性和安全性有很大影响。
1 液压挖掘机悬置系统分析悬置系统是指把发动机传递到支承系统的振动减小到最低限度，成功地控制振动的系统；悬置系统的隔振性能的主要取决于其结构型式、几何位置及悬置减震器的结构、刚度和阻尼等特性。
1.1 悬置系统的作用悬置系统在整个机器运行过程中影响到整机的性能和操作人员的操作稳定性、舒适性。
概括来说悬置系统有以下作用：（1）支承作用，支撑发动机动力总成，使其不至于产生过大的静位移而影响正常工作。
（2）限位作用，发动机在受到各种干扰力（如制动、加速或其它动载荷）作用的情况下，悬置有效地限制其最大位移，以避免与相邻零部件的碰撞或干涉，确保动机动力总成正常工作。
（3）隔振作用，尽可能降低动力总成和底盘及车身之间的双向振动传递，满足整车平顺性和舒适性要求。
1.2 悬置系统振动原理发动机悬置系统的振动由激振源引起的，它的振动传给机架，在机架中以弹性波的形式传播，并引起安装在机架上的其他零部件的振动。
01-发动机悬置设计_20200225211148
p 弹性中心：作用于动力总成上的外力，如果通过悬置系统的弹性中心，则动力总成 只会发生平动而不产生转动。反之，动力总成在产生平动的同时还会产生转动，即 运动耦合。 同样，如果一个外力矩绕弹性中心主轴线作用于动力总成上时，动力总成只会 产生转动而不产生平动。反之，在产生振动的同时还会产生平动，出现两自由度运 动耦合。 弹性中心是由弹性原件的刚度和几何布置决定的，与被支承物体的质量无关。 理论上如果动力总成的质心通过发动机悬置的弹性中心时，就可获得六个自由度上 的振动解耦。 但在实际中是很难实现的，发动机的激励主要是垂直和扭转，因此只要在主要 振动方向进行解耦即可。
纵置取二阶张量矩阵逆阵中的第一列进行归一化，而横置对第二列进行归一化。 横置动力总成扭矩轴与动力总成坐标系下x，y，z轴夹角的方向余弦为：
February 25, 2020
Book of medicine also, good reading can cure a fool. Ø 解耦设计-弾性轴
February 25, 2020
Ø 解耦设计-扭矩轴
弹性中心
Book of medicine also, good reading can cure a fool.
左悬置
右悬置
主惯性轴、扭矩轴及曲轴位置中心 线相对位置示意图
横置动力总成悬置系统扭矩轴的计算 横置动力总成悬置系统中扭矩轴的计算方法与纵置的计算方法类似，不同点在于
另外，由于各自由度振动的互为耦合，很难对某个产生共振的自由度上的频率进行 个别改进而不影响其它自由度上的隔振性能。
悬置系统设计计算
悬置系统发动机本身是一个内在的振动源，同时也受到来自外部的各种振动干扰。
引起零部件的损坏和乘坐的不舒适等。
所以设置悬置系统，把发动机传递到支承系统的振动减小到最低限度。
成功地控制振动，主要取决于悬置系统的结构型式、几何位置及悬置软垫的结构、刚度和阻尼等特性。
确定一个合理的悬置系统是一件相当复杂的工作，它要满足一系列静态及动态的性能要求，同时又受到各种条件的约束，这些大大增加了设计的难度。
一般来讲对发动机悬置系统有如下要求。
①能在所有工况下承受动、静载荷，并使发功机总成在所有方向上的位移处于可接受的范围内，不与底盘上的其他零部件发生干涉。
同时在发动机大修前，不出现零部件损坏。
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能充分地隔离由于路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。
④保证发动机机体与飞轮壳的连接面弯矩不超过发动机厂家的允许值。
悬置系统的激振源作用于发动机悬置系统的激振源主要如下：①发动机起动及熄火停转时的摇动；②怠速运转时的抖动；③发动机高速运转时的振动；④路面冲击所引起的车体振动；⑤大转矩时的摇动；⑥汽车起步或变速时转矩变化所引起的冲击；⑦过大错位所引起的干涉和破损。
作用在发动机悬置上的振动频率十分广泛。
按着振动频率可以把振动分为高频振动和低频振动。
频率低于30Hz的低频振动源如下：①发动机低速运转时的转矩波动；②在发动机低速运转时由于惯性力及其力偶使动力总成产生的振功；③轮胎旋转时由于轮胎动平衡不好使车身产生的振动；④路面不平使车身产生的振动；⑤由于传动系的联轴器工作不佳产生附加力偶和推力，使动力装置产生的振动。
频率高于30Hz的高频振动源如下：①在发动机高速运转时，由于惯性力及其力偶使动力总成产生的振动；②变速时产生的振动；③燃烧压力脉动使机体产生的振动；④发动机配气机构产生的振动；⑤曲轴的弯曲振动和扭振；⑥动力总成的弯曲振动和扭振；⑦传动轴不平衡产生的振动。
发动机悬置优化计算
0 引 言
在改善汽车平顺性和舒适性方面有着很重要的作 用 ,在对汽车的乘用舒适性和环保要求愈来愈高的
汽车动力总成是通过悬置系统安装在汽车车 今天 ,对汽车发动机的降噪和隔振势必受到人们的
架或车身上的 ,悬置系统承受着动力总成的质量 , 在受各种干扰力 (如制动 、加速等) 作用的情况下 , 悬置系统应能有效地限制动力总成最大位移 ,以 避免与相邻零部件碰撞[1 ] ; 同时 ,它应具 有良好
Eng ine suspen sion opt imizat ion
L I Li2bo
(Commercial Vehicl e Research Inst it ut e , Anhui J ianghuai Auto mo bi le Co. ,Lt d , Hefei 230022 ,C hi na)
Abstract : The s uspension syst em of e ngi ne has great infl uence o n i mp rovi ng a utomotive ri de perform2 ance and decrea si ng t he vibration level. Usuall y ,suspe nsion s yst em para met ers will be modified many t imes during design i n order to obtai n sati sfact ory cha racte ri stics . The met hod calculat es t he pa rame2 t ers of s uspension system by obt ai ni ng t he i nherent f requency and uncoupling. M atlab i s used to calcu2 lat e t he modul a nd power uncoupling of t he light2t r uck s uspension syst em. Ba se d on t hese t he calcula2 t ion by Adamas soft ware i s optimizesed. Thus a better result has been achieved in t he act ual application. Key wor ds : suspension ; vi bration ; unco upli ng ; M atla b ; Adamas
基于动刚度实验的发动机悬置系统计算模型及模态验证
统 的建模。以发动机悬置系统 为例 ， 通过实验获得刚度和阻尼参数 ， 用实验的质量矩 阵、 刚度矩阵建立 系统动力学 计算模型 ， 通过实验运行模态与计算模态相关分析得 到验证模型。结果表 明考虑动刚度参数的计算模型 比传统静
ｍｏ ｅ ｆｔ ｅ ｅ ｇｎｅ ｍｏ ｔｓ ｓｅ ｄ ｌｏ ｈ ｎ ｉ ｕｎ ｙ ｔｍ． Ｔ ｅ ｍｏ ｌｉ ａｉ ａｅ ｙ ｒ ｌｔｖ ｎ ｌｓｓ ｏ ｐｅａ ｉｎ ｌｍｏ ａ ｎ ｈ ｄｅ ｓｖ ｌｄ ｔ ｄ ｂ ｅａｉｅ ａ ａｙ ｉ ｆｏ ｒ ｔ ａ ｄ ｌａ ｄ ｏ ｃ ｌｕ ａｅ ｄ １ ａｃ ｌ ｔｄ ｍｏ ａ ．Ｒｅ ｕ ｔ ｎ ｉ ａｅ ｔ ａ ｈ ｏ ｓ ｌｓ ｉｄ ｃ ｔ ｈ ｔｔ ｅ ｃ ｍｐｕａ ｉｎ ｍｏ ｅ ｎ ｌ ｄ ｎ ｙ ａ ｃ ｓｉ ｎ ｓ ｒ ｍｅｅ ｓ ｔｔ ｄ ｌｉ ｃｕ ｉ ｇ ｄ ｎ ｍｉ ｔｆ ｅ ｓｐａａ ｔｒ ｉ ｏ ｆ ｓ
２１ ０ ０年 ８月
噪
声
与
振
动
控
制
第 ４期
文 章 编号 ：０６ １５ （０ ０ ０ － ３ － １０ — ５ ２ １ ）４０ ６０ ３ ０ ４
基于动刚度实验的发动机悬置系统计算模型及模态验证
宋 向荣 ，靳 永 军 ，李 建康 ，郑 立辉。
（． １ 江苏科技 大学 船 海学 院， 工程 力学 系， 江苏镇 江 ２ ２ ０ ； １０ ３ ２ 上海交通 大学 机械 与动 力工程 学院 ， 海 ２ ０ ４ ；． 苏大 学理 学院 工程 力学 系， ． 上 ０２０３ 江 江苏镇 江 ２ ２ １ ） １０ ３
汽车动力总成悬置系统位移控制设计计算方法_上官文斌
2006年(第28卷)第8期汽 车 工 程A uto m otive Eng i neer i ng2006(V o.l 28)N o .82006165汽车动力总成悬置系统位移控制设计计算方法**广东省自然科学基金博士启动项目(04300111)和宁波拓普集团2005年度研发基金资助。
原稿收到日期为2005年9月15日,修改稿收到日期为2005年11月4日。
上官文斌1,3,徐 驰1,黄振磊1,李 岐2,李 涛2(11宁波拓普减震系统有限公司,宁波 315800; 21泛亚汽车技术中心有限公司,上海 201201;31华南理工大学汽车工程学院,广州 510641)[摘要] 论述了动力总成位移控制设计的一般原理。
以一轿车动力总成4点悬置系统为例,针对汽车的一特殊行驶工况,对动力总成的质心位移、悬置位移和支承点反力进行了计算。
文中论述的动力总成位移控制的设计思想和计算方法对汽车动力总成的设计具有指导意义。
关键词:汽车动力总成悬置系统,力位移非线性关系,位移控制D esi gn ofM oti on Control f or A uto m oti ve Po w ertrai n M ounti ng Syste m sShangguan W enbin 1,3,X u Chi 1,Huang Zhenlei 1,L iQ i 2&Li Tao211N i ngbo Tuopu Vibra tion Isol a tion C o .L t d.,N i ng bo 315800; 21P an Asi a T ec hn i ca lAu t omotive Cen t er Co.,L t d.,S hangha i 201201;31C olle ge of Au to m oti ve Eng i n ee ring,Sou t h Ch i na Universit y of Tec hn ology,Guang zhou 510641[Abstrac t ] The general pri n ciple for the desi g n o fm otion contro l for auto m otive po w ertrain m ounti n g syste m is presented .A i m i n g at a spec ific driving m ode of a car engine w ith a 4-po i n tsm oun,t the disp lace m ents of cen terof grav ity of po w ertrai n and the d isp lace m ents and reaction forces at mounting points are calcu lated .K eyw ords :Auto m otive pow er t rai n m ounting syste m,N onlinear relation bet w een force and displace -m ent ,M otion control1 前言在汽车动力总成悬置系统振动控制设计中,以下2点为基本设计内容。
动力总成悬置的设计方法
4. 设计阶段需要考虑的项目
(ａ)把各个自由度的振动解藕的同时使支持系统的固有振动频 率在激振频率数的1/√2以下，从而提高振动隔离的效果。
确定悬置的具体型式
确定悬置的材料，形状
f=固有振动频率(Hz) K=悬置的动刚度(N/mm) m=悬置支撑的重量(kg)
δ=载荷/悬置静刚度
确定静态情况下的悬置中心 位置
计算举例
动力总成重量 200kg(某悬置支撑载荷100kg) 发动机怠速转速 700rpm(23.33Hz) 固有振动频率(f) 振动传递率10～15%在振动传递率曲线上看到N/f=3
动力总成悬置的设计方法
1. 基本概念
输入项目
• 悬置的布置方式
• 动力总成的重量及各个支撑点的载荷
• 动力总成的转动惯量
输出项目 输出项目 悬置的刚度 悬置的材料 悬置支架
f 确定悬置的支撑位置
确定各支撑点的载荷 (总和等于动力总成的重量)
确定固有振动频率 确定悬置的刚度
振动传递率→固有振动频率 固有振动频率→悬置动刚度
3 悬置(还可能有连接拉杆) 连在弹性底盘结构上
第二种能够提供额外的减振效果。
优点
可以将动力总成和底盘结 构预先分装在一起，然后 再一起装到车身上。 如果底盘结构和车身是弹 性连接的话，还可以提供 额外的减震效果，以减少 从动力总成上传递到车身 上的动态力。
缺点
底盘结构增加了重量和 成本。 比较低的悬置点离动力 总成的最小运动轴线较远， 因此会有较大的动态运动。