懸置摘抄資料

801、《液阻懸置動態(tài)特性實驗方法及實測分析》液阻懸置,即液體阻尼式橡膠隔振器（HydraulicallyDampedRubberMount）,是在傳統(tǒng)橡膠懸置的基礎上增加了液體阻尼機構而形成的先進的非線性隔振元件,已得到廣泛應用。橡膠主簧起支撐發(fā)動機和類似活塞的作用,懸置內(nèi)部分為上液室、下液室,液體可以經(jīng)由中間隔板內(nèi)的環(huán)形或者螺旋形的通道(稱為慣性通道)在它們之間流動。當懸置在A端受到低頻、大振幅位移激勵時(1～50Hz,1～2mm),解耦盤的位移幅值較大,達到其上極限和下極限位置,液體主要經(jīng)過慣性通道在上液室、下液室之間流動；而當激勵位移為高頻、小振幅時(50～200Hz,0.05～0.2mm),慣性通道中的液體的動態(tài)響應漸趨衰弱,流動趨于截止,解耦盤則在其自由行程內(nèi)運動。慣性通道式液阻懸置2,將“慣性通道-活動解耦盤式液阻懸置1”的活動解耦盤固定而得液阻懸置及其橡膠主簧的動態(tài)特性的評價指標有動剛度、滯后角、最低動態(tài)硬化頻率等。懸置在高頻區(qū)發(fā)生動態(tài)硬化的最低頻率越高越好。靜態(tài)特性由圖5可見液阻懸置的力-位移關系與橡膠主簧的力-位移關系基本相同,表明液阻懸置的靜態(tài)特性完全由其主簧決定,且基本上是線性的。橡膠主簧的動態(tài)特性橡膠主簧低頻動剛度和滯后角隨頻率和預載變化的幅度橡膠主簧低頻動剛度和滯后角隨頻率和預載變化的幅度并不大，基本在一個量級內(nèi)圖7為橡膠主簧(樣品4)的低頻動態(tài)特性實測結果,由圖可見其動剛度和滯后角都隨頻率和預載荷的增大而有所增大。另外,對橡膠主簧在同一預載荷(2000N)、不同振幅(1.0mm和2.0mm)下的低頻動剛度和滯后角實測結果表明,隨著振幅的增大,圖8為橡膠主簧(樣品4)在不同預載荷下,高頻動態(tài)特性的實測結果。由圖可見,高頻動剛度和滯后角隨激振頻率的增大而增大，且增大的幅度較大,出現(xiàn)了高頻動態(tài)硬化；預載荷增大時高頻動剛度增加,而滯后角的變化不大。液阻懸置的動態(tài)特性圖9為慣性通道式液阻懸置(實驗樣品2)在同一激振位移幅值(A=1.0mm)、不同預載荷下的低頻動態(tài)特性,由圖可見,在預載荷增大后,其動剛度略有增加,而滯后角的變化并不大。在同一預載荷(2000N)、不同激振位移幅值(1.0mm和2.0mm)下的實測結果表明圖10為慣性通道式液阻懸置在小位移激振(A=0.2mm)、不同預載荷下的動態(tài)特性實測結果,由圖可見其動剛度隨激振頻率的增大而呈增大趨勢,在約125Hz后顯著增大；滯后角曲線在125Hz附近出現(xiàn)第二個峰,圖11為液阻懸置1在兩種典型激振工況下的動態(tài)特性實測曲線,可見該液阻懸置的動態(tài)特性與激振位移幅值是密切相關的,亦即具有十分顯著的非線性特征。當A=1.0mm時,其滯后角在f=7Hz處達到最大值。當A=0.2mm時,在低于110Hz的頻率范圍內(nèi),其動剛度小于A=1.0mm激勵下的值；當激振頻率大于110Hz后,其動剛度顯著增大,出現(xiàn)了動態(tài)硬化現(xiàn)象;與此相應地,滯后角在100Hz附近達到峰值,在65～160Hz橡膠主簧低頻滯后角幾乎恒定，而液阻懸置滯后角在10Hz左右橡膠主簧低頻滯后角幾乎恒定，而液阻懸置滯后角在10Hz左右會出現(xiàn)峰值。這些都是由于慣性通道起作用的結果，液體流過通道引起阻尼增大，自然，剛度在某個頻率之后也變大橡膠主簧低頻動剛度相對頻率幾乎保持不變，略微隨頻率增大而增大，而液阻懸置動剛度會有一個突然增大，然后趨于平穩(wěn)，其低頻(<50Hz)動剛度是其橡膠主簧的2倍左右這些都是由于慣性通道起作用的結果，液體流過通道引起阻尼增大，自然，剛度在某個頻率之后也變大橡膠主簧低頻動剛度相對頻率幾乎保持不變，略微隨頻率增大而增大，而液阻懸置動剛度會有一個突然增大，然后趨于平穩(wěn)，其低頻(<50Hz)動剛度是其橡膠主簧的2倍左右。圖12為液阻懸置1與其橡膠主簧(樣品3)在同一激振幅值(1.0mm)、同一預載荷(2000N)下的低頻域動剛度與滯后角的實測曲線,可見液阻懸置的動剛度和滯后角遠大于其橡膠主簧的動剛度和滯后角,說明液阻懸置的液體阻尼機構(液體、慣性通道、解耦盤等)當激振位移幅值為0.2mm、預載荷為2000N時,對液阻懸置及其橡膠主簧的高頻動態(tài)特性的對比實測結果表明,液阻懸置的液體阻尼機構對其高頻動態(tài)特性的影響也很大兩種液阻懸置的動態(tài)特性比較兩種液阻懸置的低頻(<50Hz)兩種液阻懸置的低頻(<50Hz)動態(tài)特性差不多，且振幅越大，差距越小。通過對兩種液阻懸置的比較,可以分析解耦盤對液阻懸置特性的影響。圖13給出了兩種液阻懸置在相同預載荷(2000N)、相同激振幅值(1.0mm)下的低頻動態(tài)特性?？梢?液阻懸置2的滯后角峰值大于液阻懸置1的,在此峰之后的動剛度也大于液阻懸置1的動剛度。當激振幅值增大為2mm時,液阻懸置1和2的動態(tài)特性的規(guī)律基本相同。實驗還發(fā)現(xiàn),在低頻、大振幅位移激勵下,液阻懸置1出現(xiàn)明顯的噪聲,這是由于活動解耦盤與其上限位板、下限位板相撞擊的結果差的大差的大當激振位移幅值為0.2mm、預載荷為2000N時,液阻懸置1和2的高頻動態(tài)特性見圖14?？梢?在150Hz以下的頻率范圍內(nèi),液阻懸置2的動剛度大于液阻懸置1的動剛度。液阻懸置1的滯后角大于液阻懸置2的滯后角,并且在100Hz附近出現(xiàn)了較大的峰值,這是由解耦盤的慣性所引起的,是所不希望的。

803、《拓普NVH研發(fā)介紹PowertrainMountSystem》隔振元件的評價指標1）三個方向的靜態(tài)剛度2）主工作方向的動態(tài)剛度（一般為垂直的方向）和阻尼特性的要求3）疲勞特性的要求（橡膠元件與支架），高低溫特性的要求等楔形的懸置元件：1）橡膠同時承受壓縮方向的載荷和剪切方向的載荷2）可以通過調(diào)整橡膠的尺寸和角度而使的懸置在三個垂直的方向具有不同的剛度3）中間的鐵件起改變剛度的作用襯套型的發(fā)動機懸置元件懸架懸置動剛度沒指示振幅沒指示振幅動剛度和阻尼隨激振振幅和激振頻率的變化并不是很大液阻懸置1）產(chǎn)生的原因?為了隔離來自路面和汽車驅動時的大振幅激勵，發(fā)動機懸置系統(tǒng)應該具有大剛度和阻尼。?為了隔離高頻、小振幅的激勵（30－250Hz,0.05～0.1mm），要求發(fā)動機懸置系統(tǒng)具有較小的剛度和阻尼。?目前液壓懸置主要用于轎車和輕型客車。?特點：利用橡膠元件的彈性和液體通過流道時產(chǎn)生的大阻尼和大剛度特性。剛度、阻尼隨激振振幅和激振頻率而變化。2）粘彈阻尼懸置（液阻懸置）特點：?在很寬的頻率范圍內(nèi)都具有較大的阻尼，可以減少來自路面的沖擊激勵?由于其大阻尼，無法隔離小振幅的激勵3）慣性通道型液阻懸置4）慣性通道－解耦盤/解耦膜型液阻懸置靜態(tài)剛度：三個方向上不一樣；并且液阻性的靜態(tài)剛度和橡膠主簧的靜態(tài)剛度一樣低頻大振幅激勵保證大剛度和阻尼；高頻小振幅激勵要求較小的剛度和阻尼低頻大振幅激勵保證大剛度和阻尼；高頻小振幅激勵要求較小的剛度和阻尼慣性通道－解耦盤液阻懸置（液阻懸置1）與慣性通道型液阻懸置（液阻懸置2）動態(tài)特性的比較未完。。。。。。。。。

804、《動剛度&靜剛度》靜載荷下抵抗變形的能力稱為靜剛度，動載荷下抵抗變形的能力稱為動剛度，即引起單位振幅所需要的動態(tài)力。靜剛度一般用結構的在靜載荷作用下的變形多少來衡量，動剛度則是用結構振動的頻率來衡量；如果動作用力變化很慢，即動作用力的頻率遠小于結構的固有頻率時，可以認為動剛度和靜剛度基本相同。否則，動作用力的頻率遠大于結構的固有頻率時，結構變形比較小，動剛度則比較大。但動作用力的頻率與結構的固有頻率相近時，有可能出現(xiàn)共振現(xiàn)象，此時動剛度最小，變形最大。

805、《發(fā)動機懸置系統(tǒng)設計》、3）支點位置初選彎曲振動節(jié)點打擊中心理論1）激振源頻率成份分析3）發(fā)動機子系統(tǒng)與整車匹配a）隔振與解耦在一定條件，解耦對于隔振只是一種用起來方便的措施b）系統(tǒng)的匹配考慮發(fā)動機激勵，繞θx的固有頻率要比發(fā)動機怠速激勵頻率低至少為1/√2至1/2考慮路面，要注意避開車架一彎、一扭和車橋的頻率系統(tǒng)要解耦橡膠支承元件結構設計計算1）彈性元件結構型式壓縮性剪切型復合型3）元件的材料和許用應力大多用天然膠，特殊情況用合成膠元件損壞在于疲勞，平均應變對疲勞壽命影響很大，拉伸工作對元件壽命很不利

806、《液壓懸置中的一些問題》1、橡膠主簧一般說來，彈性元件的壓縮剛度和剪切剛度存在差別，對橡膠而言，其壓縮剛度遠比剪切剛度大。通過合理選擇控制橡膠元件的形狀和尺寸，能同時調(diào)節(jié)元件垂、縱、橫三個方向的剛度。如圖2-4所示的圓錐形隔振器，其橡膠元件為中空的圓錐體橡膠堆，無論承受哪一個方向的載荷，橡膠元件同時都出現(xiàn)壓縮和剪切變形，通過改變橡膠元件的幾何尺寸，特別是改變錐角，可以獲得合適的垂向和橫向剛度。作為液力懸置的基本彈性元件，橡膠主簧即選用這種垂向加載時受剪切的結構形式，既保證了動力總成懸置系統(tǒng)有足夠的垂向和橫搖柔度，又有較大的側向剛度:同時還容易實現(xiàn)液力懸置的橡膠主簧剛度比傳統(tǒng)橡膠懸置剛度更小的目的，有利于消減橡膠主簧的高頻駐波振動的不良影響。這是因為在低頻大振幅振動時，液力部分慣性通道的作用，使懸置具有大阻尼和較大的剛度，因而橡膠主簧的剛度可以較小，以提高懸置高頻隔振性.2.慣性通道上/下液室之間通過慣性通道相連，當懸置在振動激勵作用下，上下液室間產(chǎn)生壓力波動，通道內(nèi)液體質量隨著上液室的泵動在慣性通道中來回運動而出入下液室，形成振蕩液柱。液柱在運動中產(chǎn)生沿程能量損失和在出口、入口時的局部能量損失，從而達到衰減振動能量的目的。另外，在振動過程中，上下液室的壓力克服液柱的慣性阻力而使液柱具有的動能在入口和出口處被損失掉了，而且這種損失所表現(xiàn)的外在阻尼遠大于由于液體的粘性引起的沿程能量損失所表現(xiàn)的外在阻尼。很明顯，這種帶慣性通道的液力懸置的阻尼比普通的帶節(jié)流孔的液力懸置的阻尼要大得多。之所以被稱為“慣性通道”，是因為它限制了液體并控制其方向，因為通道內(nèi)的振蕩液柱產(chǎn)生慣性阻力以抵抗上液室的泵動力。慣性通道能使懸置在低頻大振幅的激勵下獲得大阻尼特性，衰減振動能量。而在高頻小振幅激勵下，上液室的體積變化量較小，上下液室間的壓力差也較小，由于粘性液體與通道壁之間以及液體分子間的摩擦作用，液體流經(jīng)慣性通道的阻力較大，此時，慣性通道內(nèi)液體幾乎不再流動，即產(chǎn)生所謂的動態(tài)硬化。這將導致懸置的動剛度上升，高頻隔振降噪性能明顯惡化。為了解決此問題，在懸置內(nèi)部設置了解藕元件。3.解藕元件解耦元件是一個至關重要的部件，一方面希望它能消除高頻小振幅時的動態(tài)硬化帶來的不利影響，使懸置具有低剛度特性，同時另一方面又要注意不至于過分降低懸置在低頻大振幅時的大阻尼作用。因此解藕器的功能是作為一受頻率限制的浮動活塞。目前各解耦式液力懸置的解耦元件的形式主要可分為以下兩種。第一種是利用小剛度的解耦盤(或解耦膜片)與解耦間隙的相互作用，如圖2-5(a)所示的懸置。懸置在大幅振動輸入時，上液室的泵動作用導致解耦盤緊貼至其底座上，間隙為零，變形終止，阻止液體流動，此時液體按通常方式全部流經(jīng)慣性通道，產(chǎn)生大阻尼效應；而在小振幅輸入時，上液室泵動有限，不能使解耦盤貼至底座上，于是解耦盤隨上液室內(nèi)壓力波動在液室間振動，降低了上室的壓力波動，在這種情況下，解耦盤的流動阻力遠小于慣性通道內(nèi)的流阻，只有極少或沒有振蕩液體通過慣性通道，從而得到所需的低動剛度。解耦間隙未關閉的狀態(tài)稱為懸置處于“解耦狀態(tài)”。由圖2-5(b)得知，解耦盤與隔板之間的軸向間隙為0.15mm，當振幅為士1mm、士0.5mm時動剛度值較大；而當振幅為士O.另一種在懸置中實現(xiàn)解耦功能的方法是利用具有變剛度特性的橡膠膜，如圖2-6所示。隨著變形量的增加，橡膠膜的剛度值由緩到快地增大，在高頻小振幅激勵的情況下，橡膠膜在低剛度區(qū)工作，上液室的壓力波動可引起其動態(tài)變形，從而有效地消除動態(tài)硬化；在低頻大振幅激勵下，上液室體積變化較大，使橡膠膜產(chǎn)生較大的變形，從而進入高剛度區(qū)工作，保證仍有足夠的液體流經(jīng)慣性通道，實現(xiàn)大阻尼要求。由此，解耦元件使液力懸置成為一個典型的非線性系統(tǒng)，其動態(tài)特性與激勵幅值和頻率有關。

807、《M11/B21懸置系統(tǒng)開發(fā)提案》——眾力M11懸置系統(tǒng)BENCHMARKINGMOUNTCHARACTERISTICSCOROLLAMOUNT_RHSKdDATAM11懸置系統(tǒng)MOUNTCharacteristics1）右懸置性能開發(fā)目標2）M11原設計右懸置采用車型少、工藝控制難度大3）特點筒式液壓懸置設置解耦膜片與雙層流道系統(tǒng)高頻動剛度有效減低優(yōu)點：結構可靠/疲勞壽命長預計采用干式灌裝法/去掉余氣/實現(xiàn)干燥的工作場所CARMYMOUNTACCORDMOUNTM6MOUNT

809、《S12+472懸置系統(tǒng)設計報告》由于懸置是彈性體，且大多采用橡膠塊制成，屬于空間彈簧性質，它有阻抗任意方向的平動和轉動的能力。但是作為單個懸置由扭轉剛度而產(chǎn)生的恢復力矩遠較由懸置間產(chǎn)生的恢復力小得多，所以在計算單個懸置剛度時可將扭轉剛度忽略不計。為此先作如下幾點假設：1）每個懸置由三個相互垂直的、只有軸向剛度的，沒有阻尼的彈簧組成2）懸置本身是沒有扭轉剛度的3）懸置的振動變形很小，固有剛度特性是線性的，即懸置的反作用恢復力和變形成正比，剛度為常數(shù)。要提高系統(tǒng)在某個方向的解耦程度，就要在某一固有頻率振動下，能量盡量集中到一個方向上去。在這里，來自發(fā)動機的激勵力主要有垂直方向和繞曲軸軸線旋轉方向兩種，因此，應盡量使這兩個方向的振動耦合減小。

810、《懸置開發(fā)數(shù)據(jù)要求》按照國際通用要求，在懸置開發(fā)過程中，懸置供應商必需提供下列測試數(shù)據(jù)。靜剛度特性曲線（2階段懸置特性曲線）：IdleIdleWOT3rdWOT1st不同位移狀況下的動態(tài)剛度曲線及損失角曲線：（0.01~3mm）2.4對于生產(chǎn)的懸置動剛度3sigma需控制在+-15%。

811、《懸置系統(tǒng)的初步設計》發(fā)動機總成本身是一個內(nèi)在的振動源,同時又受到來自外部的各種振動干擾,使其處于復雜的振動狀態(tài),引起周圍零件的損壞和乘坐的不舒適等。其中:燃燒激振頻率,是由發(fā)動機氣缸內(nèi)混合氣燃燒,曲軸輸出脈沖扭矩,導致發(fā)動機上反作用力矩的波動,從而使發(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:f=2ni/60t(Hz)其中:f——點火干擾頻率,Hz；n——發(fā)動機轉速,r/min；i——發(fā)動機氣缸數(shù)；t——發(fā)動機的沖程系數(shù)（2或4）。慣性力激振頻率,是由發(fā)動機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激振力矩的頻率。它與發(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關系。計算公式為:f=Qn/60（Hz）其中:f——慣性力激振頻率,Hz；n——發(fā)動機轉速,r/min；Q——比例系數(shù)（一級不平衡慣性力或力矩Q=1、二級不平衡慣性力或力矩Q=2）

選用的直列四缸發(fā)動機,其主要激振力為低速區(qū)段的二階扭矩波動和高速區(qū)段的二階慣性力,表達式為:（自：不平衡力隨速度增大而增大）式中,γ為總成布置傾斜角（通常指布置后曲軸與水平面的夾角）；m為單缸活塞及往復運動部分質量；r為曲柄半徑；λ為曲柄半徑與連桿長度之比（λ=r/L）；ω為發(fā)動機曲軸角速度（ω=2πn/60）；Me0為發(fā)動機輸出扭矩平均值；A為2、3缸中心線至動力總成重心的縱向X距離。2、發(fā)動機懸置系統(tǒng)支承點位置的最佳設計在確定懸置系統(tǒng)支承點位置時,應該考慮到低速（怠速）和高速時的不同要求。發(fā)動機總成在低速運轉時,其自身的彈性振動影響較小,將其看成剛體,按照剛體運動理論進行研究；高速時自身彈性振動影響較大,必須通過試驗得到其彈性振動形態(tài),選擇振幅最小的位置,即將懸置系統(tǒng)支承點布置在彈性振動的節(jié)點位置上。最佳懸置點的位置首先和懸置的總體布置有關,其次和發(fā)動機的具體參數(shù)有關,還和發(fā)動機倉的布置有關,比如,發(fā)動機的缸數(shù)、質量、回轉慣量、質心的位置、最大輸出扭矩、發(fā)動機的怠速轉速等有關。在實際設計過程時,首先以較低頻率為對象,從剛體的振動理論出發(fā)進行研究,然后以高頻率為對象,通過試驗振動分析確定支承點最合適的位置。當激振頻率較低時,接近懸置系統(tǒng)的固有頻率,有可能發(fā)生共振,此時應該盡量避免各階振動的耦合,至少要保證變位行程大或角變位大的主振動,例如由激振力和力矩引起的垂直方向的振動和側傾方向的轉動獨立而不耦合。以皮卡車為例,其發(fā)動機總成在作自由扭轉振動時,是以主慣性軸作為扭轉中心軸線,在實際運行中,受到來自曲軸的扭轉外力矩,而主慣性軸與曲軸之間有一個夾角!,故發(fā)動機總成在作扭轉振動時實際環(huán)繞的曲線是扭矩軸（如圖1所示）,它與主慣性軸之間存在一個夾角,角的大小可按下式計算:其中,Ix和Iz分別為發(fā)動機總成對X軸及Z軸的轉動慣量。懸置系統(tǒng)布置時,要盡量使懸置軟墊的彈性中心落在扭矩軸線上,這樣隔振效果最佳。通常將前懸置盡量布置在發(fā)動機總成一階彎曲模態(tài)的一個節(jié)點上,以減小振動傳遞,將后懸置布置在與前懸置互為撞擊中心的共軛點上?，F(xiàn)在皮卡車采用的是發(fā)動機前置、縱置,四點布置方式,前懸置是V型40°布置,后懸置是平置。由于空間條件的限制,未能滿足撞擊中心理論布置,故要對懸置支承點的位置進行優(yōu)化。3、發(fā)動機懸置系統(tǒng)支承點剛度的最優(yōu)選取懸置系統(tǒng)的剛度選取要從兩個方面進行考慮,一是如何確定懸置之間的相對和絕對剛度值；一是如何選擇各剛度的方向。剛度的相對值和懸置系統(tǒng)支承點的布置有關,一旦位置被確定了,也就確定了懸置系統(tǒng)的彈性主軸或者彈性中心,在詳細了解發(fā)動機總成的各個參數(shù)（重心、質量、慣性主軸、慣性矩）后,就可以確定懸置系統(tǒng)各階固有頻率和固有振動模式；從隔振角度講,剛度的絕對值要求應盡可能低,但是要避免由此產(chǎn)生的發(fā)動機總成與周圍零件之間相對位移變大而產(chǎn)生的振動干涉；除了怠速工況、車輛在急轉彎時的離心力、急剎車時的沖擊力及行駛時操縱離合器的軸向推力等作用下,將使發(fā)動機總成產(chǎn)生不同方向的位移、加速度,故在懸置系統(tǒng)設計時,要正確選擇懸置軟墊各方向的剛度。前后懸置軟墊的剛度要根據(jù)承載量及到重心0的距離合理匹配,達到垂直及俯仰方向上的解耦,有約束方程如下式：其中,KFV、KRV分別為前后懸置的剛度,LF、LR分別為前后懸置離動力總成重心的縱向距離。懸置軟墊的材料應盡量選用天然橡膠,其壓剪比在3~8之間,故有約束方程：其中,kp、ks分別為懸置軟墊的壓縮剛度和剪切剛度。該皮卡車由于結構布置的限制,不能完全滿足上述約束條件,故要對存在主要激振力和力矩方向的剛度加以限制,建立不同的約束條件和目標函數(shù),對懸置系統(tǒng)進行優(yōu)化,從而使懸置系統(tǒng)的各階固有頻率控制在激振頻率的1/2!倍以下,得到合理的配置,達到有效隔振的目的。1）發(fā)動機懸置設計必須滿足下列要求：a)發(fā)動機懸置軟墊的自振頻率應小于規(guī)定值；b)限制發(fā)動機由于慣性、撞擊或其它外力作用下產(chǎn)生的運動和位移，以避免發(fā)動機與底盤上的部件發(fā)生碰撞。2）懸置結合面位置見附錄A(規(guī)范性)。3）發(fā)動機懸置的布置一般采用四點式布置，6112系列前懸置對稱布置在氣缸體前端面；其它機型對稱布置在氣缸體兩側；后懸置對稱布置在飛輪殼兩側。懸置軟墊必須進行匹配選擇，以避免發(fā)動機或懸置由于振動的激化而損壞，這一點在四缸機上和客車上特別重要。4）發(fā)動機懸置設計的注意事項對懸置軟墊自振頻率的要求A）發(fā)動機懸置的主要作用是隔離振動，為保證怠速區(qū)有足夠的隔振效果，懸置軟墊的自振頻率應小于一定數(shù)值，當懸置軟墊的自振頻率小于發(fā)動機外激振動頻率的≈70%時，剛剛產(chǎn)生隔振作用。因此，一般要求懸置軟墊的自振頻率應小于發(fā)動機外激振動頻率的60%B）玉柴排放達標機怠速均為750r/min，懸置軟墊的自振頻率對于四缸機應小于15Hz；對于六缸機應小于22.5Hz。C）軟墊的自振頻率越低，隔振效果越好，但應根據(jù)懸置底座的剛度、發(fā)動機允許變形量、軟墊承受的負荷和對懸置軟墊變形量的要求來綜合考慮匹配選擇。對懸置軟墊變形量的要求根據(jù)單個軟墊承受的負荷、選定的軟墊自振頻率和軟墊的結構選擇軟墊的變形量。軟墊變形量確定之后，應設計軟墊的正確的安裝位置，并校核安裝發(fā)動機之后(指擰緊懸置的緊固螺栓之后)，應保證發(fā)動機曲軸的軸線與底盤傳動系主傳動軸的軸線相一致。懸置的結構型式與正確安裝A）前懸置推薦采用對稱斜置式，此時懸置軟墊部分受壓縮，部分受剪切，可以利用橡膠的剪切高彈性，提高隔離扭振的能力；同時軟墊布置在發(fā)動機前、中部兩側，可以降低發(fā)動機重心，提高發(fā)動機穩(wěn)定性；還可以調(diào)整前后懸置平面的彈性中心，在設計時使前后懸置平面的彈性中心落在發(fā)動機的主慣性軸上，有利于振動解耦，可進一步提高隔振性能，但斜置式布置的制造精度和裝配精度要求相對較高。B）后懸置推薦采用對稱斜置式或者軸套式，重型車用發(fā)動機更多的是采用軸套式，這種結構能提供360°的壓縮支承，能消除車架變形對發(fā)動機的影響，能克服軸向外力及慣性力，能吸收水平方向的力偶，制造精度和裝配精度要求相對沒那么高。C）6105和6108等系列發(fā)動機，受傳統(tǒng)結構影響，其后懸置也允許采用圓柱形軟墊垂直布置，這種形式隔振效果較差，為提高隔振性能，懸置軟墊的厚度應盡可能設計得大一些。D）采用斜置式懸置，推薦懸置螺栓的安裝孔設計成長孔，以便于安裝發(fā)動機。E）緊固發(fā)動機懸置螺栓時，不要使軟墊變形太大，以免破壞隔振性能，但要有可靠的防松結構，以保證長期使用時，緊固螺栓不致松脫。推薦采用雙螺母防松結構，避免使用彈簧墊圈。F）發(fā)動機懸置的設計與安裝應保證在任何使用條件下，懸置軟墊都不會發(fā)生剛性接觸。

812、《懸置和排氣吊掛設計要求》發(fā)動機懸置設計、生產(chǎn)和安裝要保證前后懸置預載荷最小，實際當中應使后懸置有一小的預載，而前懸置不能有預載。排氣吊掛設計、生產(chǎn)和安裝要保證中間吊掛有一個小的垂向預載，而其它吊掛都不應有水平方向的預載。

814、《懸置軟墊參數(shù)計算》發(fā)動機懸置軟墊隔振效率的關鍵是如何根據(jù)已知的條件計算出減振器的固有頻率，當減振器的固有頻率一旦確定后，隔振效率也就隨之而確定了。所以說減振器的固有頻率是最關鍵的參數(shù)。根據(jù)無錫凱華減震器公司提供資料整理懸置軟墊計算公式和步驟如下：1）確定懸置軟墊隔振效率目標值：一般選取2）計算傳遞率：3）選取合適的阻尼比，一般選取0.06注：-阻尼系數(shù)，-臨界阻尼4）根據(jù)以下公式求5）確認發(fā)動機擾動頻率；-發(fā)動機轉速，-發(fā)動機缸數(shù)，-發(fā)動機沖程6）根據(jù)公式求解懸置軟墊固有頻率7）根據(jù)公式求解懸置軟墊在該載荷下靜剛度參數(shù)-懸置承受載荷（Kg）8）天然橡膠動靜剛度比：1.2～1.6，選取動靜剛度比1.4自：可以通過改變橡膠配方達到改變動靜剛度比的目的9）根據(jù)已經(jīng)計算出的額定負荷下軟墊靜剛度求解在額定負荷下固有頻率時的懸置動剛度。

815、《發(fā)動機的選擇及懸置介紹》1、發(fā)動機形式的選擇與汽油機比較，柴油機具有較好的燃油經(jīng)濟性，使用成本低，在相同的續(xù)駛里程內(nèi)，可以設置容積小些的油箱。柴油機壓縮比可以達到15～23，而汽油機一般控制在8～10；柴油機熱效率高達38％，而汽油機為30％；柴油機工作可靠，壽命長，排污量少。柴油機的主要缺點是：由于提高了壓縮比，要求活塞和缸蓋的間隙盡可能小，加工精度比汽油機要求更高；因自燃產(chǎn)生的爆發(fā)壓力很大，因此要求柴油機各部分的結構強度比汽油柴油機主要用于貨車、大型客車上。隨著發(fā)動機技術的進步，輕型車和轎車用柴油機有日益增多的趨勢。根據(jù)發(fā)動機氣缸排列形式不同，發(fā)動機有直列、水平對置和V型三種。氣缸直列式排列具有結構簡單、寬度窄、布置方便等優(yōu)點。但當發(fā)動機缸數(shù)多時，長度尺寸過長，在汽車上布置困難，因此直列式適用于6缸以下的發(fā)動機。此外，直列式還有高度尺寸大的缺點。與直列發(fā)動機比較，V型發(fā)動機具有長度尺寸短因而曲軸剛度得到提高，高度尺寸小，發(fā)動機系列多等優(yōu)點。其主要缺點是用于平頭車時，因發(fā)動機寬而布置上較為困難，造價高。水平對置式發(fā)動機的主要優(yōu)點是平衡好，高度低。V型發(fā)動機主要用于中、高級和高級轎車以及重型貨車上，水平對置式發(fā)動機在少量大客車上得到應用。根據(jù)發(fā)動機冷卻方式不同，發(fā)動機分為水冷與風冷兩種。大部分汽車用水冷發(fā)動機，因為它具有冷卻均勻可靠、散熱良好、噪聲小和能解決車內(nèi)供暖問題，以及加大散熱器面積后，能較好適應發(fā)動機增壓后散熱的需要等優(yōu)點。水冷發(fā)動機的主要缺點是冷卻系結構復雜；使用與維修不方便；冷卻性能受環(huán)境溫度影響較大，夏季冷卻水容易過熱，冬季又容易過冷，并且在室外存放，水結冰后能凍壞氣缸缸體和散熱器。當選用尺寸和質量小的發(fā)動機時，不僅有利于汽車小型化、輕量化，同時在保證客廂內(nèi)部有足夠空間的條件下，還能節(jié)約燃料。2、發(fā)動機主要性能指標的選擇1）發(fā)動機最大功率和相應轉速根據(jù)所需要的最高車速(km/h)，用下式估算發(fā)動機最大功率式中，為發(fā)動機最大功率(kW)；為傳動系效率，對驅動橋用單級主減速器的4×2汽車可取為90％；為汽車總質量(kg)；g為重力加速度(m/s2)；為滾動阻力系數(shù)，對轎車＝0.0165×[1＋0.01(2—50)]，對貨車取0.02，礦用自卸車取0.03，用最高車速代入；為空氣阻力系數(shù)，轎車取0.30～0.35，貨車取0.80～1.00，大客車取0.60～0.70；A為汽車正面投影面積(m2)；為最高車速。參考同級汽車的比功率統(tǒng)計值，然后選定新設計汽車的比功率值，并乘以汽車總放目，也可以求得所需的最大功率值。最大功率轉速的范圍如下：汽油機的在3000～7000r／min，因轎車最高值多在4000r／min以上，輕型貨車的值在4000～5000r／min之間，中型貨車更低些。柴油機的值在1800～4000r／min之間，轎車和輕型貨車用高速柴油機，取在3200～4000r／min之間，重型貨車用柴油機的值取得低。2）發(fā)動機最大轉矩及相應轉速用下式計算確定式中，為最大轉矩(N·m)；為轉矩適應性系數(shù)，一般在1.1～1.3之間選?。粸榘l(fā)動機最大功率(kW)；為最大功率轉速(r／min)。要求/在1.4～2.0之間選取。3、發(fā)動機的懸置汽車是多自由度的振動體，并受到各種振源的作用而發(fā)生振動。發(fā)動機就是振源之一。發(fā)動機是通過懸置元件安裝在車架上。懸置元件既是彈性元件又是減振裝置，其特性直接關系到發(fā)動機振動向車體的傳遞，并影響整車的振動與噪聲。合理的懸置不但可以減小振動、降低噪聲以改善乘坐舒適性，還能提高零部件和整車壽命。發(fā)動機懸置應滿足下述要求：因懸置元件要承受動力總成的質量，為使其不產(chǎn)生過大的靜位移而影響工作，因此要求懸置元件剛度大些為好；發(fā)動機本身的激勵以及來自路面的激勵都經(jīng)過懸置元件來傳遞，因此又要求懸置元件有良好的隔振性能；因發(fā)動機工作頻帶寬，大約在10～500Hz范圍內(nèi)，要求懸置元件有減振降噪功能，并要求懸置元件工作在低頻大振幅時(如發(fā)動機怠速狀態(tài))提供大的阻尼特性，而在高頻低幅振動激勵下提供低的動剛度特性，以衰減高頻噪聲；懸置元件還應當滿足耐機械疲勞、橡膠材料的熱穩(wěn)定性及抗腐蝕能力等方面的要求。傳統(tǒng)的橡膠懸置由金屬板件和橡膠組成。其特點是結構簡單，制造成本低，但動剛度和阻尼損失角(阻尼損失角越大表明懸置元件提供的阻尼越大)的特性曲線基本上不隨激勵頻率變化。液壓阻尼式橡膠懸置(以下簡稱液壓懸置)的動剛度及阻尼損失角有很強的變頻特性。從圖l-6a看到，液壓懸置的動剛度在10Hz左右達到最小，在20Hz左右達到最大，而后開始下降；在頻率超過30Hz以后趨于平穩(wěn)。圖l-6b表明液壓懸置阻尼損失角在5～25Hz范圍內(nèi)比較大，這一特性對于衰減發(fā)動機怠速頻段內(nèi)(一般為20～25Hz)的大幅振動十分有利。圖l—7所示為液壓懸置結構簡圖，圖中螺紋聯(lián)接桿l與發(fā)動機支承臂聯(lián)接，底座8的螺孔與車身聯(lián)接，液壓懸置主要由橡膠主簧11、慣性通道體10、橡膠底膜7和底座8構成。慣性通道體把液壓懸置分為上、下兩個液室，內(nèi)部充滿液體。由具有節(jié)流孔的慣性通道體連通上下兩個液室。通常下室體積剛度比上室低。當經(jīng)發(fā)動機支承臂傳至螺紋聯(lián)接桿的載荷發(fā)生變化時，上室內(nèi)的壓力跟隨變化。如果上室液體受到壓縮，則液體經(jīng)節(jié)流孔流入下室；當上室受到的壓力解除后，液體又流回上室。液體經(jīng)節(jié)流孔上、下流動過程中產(chǎn)生的阻尼吸收了振動能量，減輕了發(fā)動機振動向車身(架)的傳遞，起到隔振作用。液壓懸置目前在轎車上得到比較廣泛的應用。發(fā)動機前懸置點應布置在動力總成質心附近，支座應盡可能寬些并布置在排氣管之前。

824、《中國汽車工業(yè)NVH橡膠減振元件行業(yè)發(fā)展分析》汽車NVH橡膠減振元件是金屬-橡膠復合的減振元件，在汽車行業(yè)中廣泛使用的金屬－橡膠－液體減振元件(如液壓懸置、液壓襯套等)也歸類為橡膠減振元件。按在汽車中的不同位置及功用可將NVH橡膠減振元件分為兩大類，一是動力總成減振元件，典型產(chǎn)品有：發(fā)動機懸置、變速箱懸置、動力總成防扭拉桿、曲軸扭轉減振器(或者彎扭復合式減振器)、散熱器支撐、風扇支撐等等；二是底盤減振元件，典型產(chǎn)品有：懸架襯套、副車架懸置、懸架減振器上端支撐(UpperStrutMount自：減震器底座橡膠墊)、各種動力吸振器(VibrationAbsorber)、橡膠限位器/緩沖塊、傳動軸彈性連軸器和排氣管吊耳、前后車橋懸置等；三是車身的減振元件，如車身的懸置等。目前在高檔汽車上使用的半主動懸置和主動懸置等是由金屬－橡膠減振元件、控制器和/或作動器等組成的，該類減振元件也歸類為橡膠減振元件。從產(chǎn)品的具體規(guī)格看，橡膠減振元件有10多個品種、10000多個規(guī)格。汽車NVH橡膠減振元件的技術難點和主導產(chǎn)品主要集中在半主動、主動懸置(用于動力總成懸置系統(tǒng)、懸架控制臂和懸架筒式減振器上端支撐等)、傳動軸連軸器(Flexibledecoupler)及復雜結構的曲軸減振器(多級的橡膠阻尼式減振器或者硅油－橡膠復合阻尼式減振器)等產(chǎn)品。半主動懸置主要用于汽車動力總成的隔振，解決發(fā)動機怠速時汽車振動過大的問題，也可以用于懸架控制臂襯套或者減振器的上端支撐，解決在一個特定工況下懸架系統(tǒng)的振動；主動懸置在發(fā)動機的轉速范圍內(nèi)或者汽車的各種行駛工況下，均能較好的控制相關部件的振動，但由于成本和可靠性等原因，目前的懸置僅僅用于高檔的轎車上。傳動軸彈性連軸器可以極大的降低傳動系的振動，但是其制造工藝復雜，質量控制的難度大，目前也只是在一些高檔的轎車上得到了應用。隨著發(fā)動機設計的高功率化和輕量化，傳統(tǒng)的單級橡膠阻尼式曲軸減振器已經(jīng)難于滿足減小曲軸振動和發(fā)動機前端附件驅動系統(tǒng)振動控制的要求，多級的橡膠阻尼式扭轉減振器、彎－扭復合橡膠阻尼式曲軸減振器、硅油－橡膠復合阻尼式曲軸扭轉減振器等一些具有復雜結構和高減振性能的曲軸減振器，已經(jīng)在一些發(fā)動機上得到了應用。

823、《從扭矩到懸置snubber間隙設計》發(fā)動機2.0NA的大概在160N.m，2.0TCI就按220N.m算，輸出扭矩為220*1.5（變速箱速比）*3.8（主減速比）＝1254N.m。就在變速箱輸出軸的位置加1200N.m的扭矩，就可以算出前后懸置和左右懸置的反力。發(fā)動機和車身是柔性連接，車身和發(fā)動機之間的力完全是通過懸置平衡的。發(fā)動機通過變速箱把1000多的扭矩傳給傳動軸，同時輸出端也承受相反的扭矩，輪胎向前滾，動力總成由于反力也向后仰原來還考慮了動力總成在加速過程的由于質量產(chǎn)生的力，算了一下不大，250*2.5＝625N，四個懸置x方向的剛度加起來應當有500N了，所以產(chǎn)生的位移也就1.幾mm，主要還是扭矩產(chǎn)生的位移大?？梢杂嬎?wot工況看位移有多少，這時候的扭矩應當是：1.4*發(fā)動機最大扭矩*3檔速比*主減速比，1.4是手動變速箱的系數(shù)

822、《懸置系統(tǒng)設計的專題報告會出差報告》J.D.POWER的調(diào)查顯示動力傳動系統(tǒng)的噪聲問題占71%。懸置的形式1）橡膠懸置按結構形式分：壓縮型、剪切型、復合型。不同形狀的橡膠懸置用于不同車型的前支承或后支承，結構形式確定后就可以通過改變橡膠硬度來改變橡膠特性。如下圖，壓縮型負荷大、體積小，相對復合型結構簡單，但對壓縮-剪切剛度有限制，一般要求大于4。由于橡膠的結構特點，橡膠懸置的剛度和阻尼同時變大或變小，大時對防止沖擊有利，小時對減小振動有利。2）液壓懸置略。。。。。。。3）主動懸置通過額外的能量供應系統(tǒng)產(chǎn)生一個相位與振動源相差180°的力來抵消一部分振動。優(yōu)點：可以有效的控制振動與噪聲。缺點：成本高、增加重量、系統(tǒng)可靠性降低、維修困難。4）半主動懸置激振力來自系統(tǒng)本身的振動能量，當系統(tǒng)振動時，一部分能量儲存起來，經(jīng)控制器調(diào)節(jié)后在適當?shù)臅r候釋放出來以抵消振動。優(yōu)點：結構簡單、成本低、低頻控制效果好。缺點：高頻噪聲振動很難控制。懸置的布置方式1）三點式上下方向/扭轉振動獨立解耦/耦合振動??；左/右懸置：接近扭轉慣性軸位置布置/上下方向支持/振動解耦；右懸置(通常為液壓懸置)：與發(fā)動機連接布置/隔離發(fā)動機；燃燒激振/慣性力激振/路面激勵；左懸置：與變速箱連接布置/動力總成限位；后懸置：與變速箱連接布置/縱向限位/承受扭矩/行使狀況限位/剛度分布/自動變速箱。2）四點式上下方向/扭轉振動獨立解耦/耦合振動?。蛔?右懸置:接近扭轉慣性軸位置布置/上下方向支持/振動解耦；前/后懸置:縱向限位/承受扭矩/行使狀況限位/剛度分布。3）對比三點式的優(yōu)缺點:發(fā)動機搖振和怠速工況振動效果良好；前后懸置剛度變化引起發(fā)動機位置變化,導致怠速預載變化；左右懸置布置位置限制；需要前橫梁支撐前懸置,導致減振效果下降。發(fā)動機位移的控制懸置系統(tǒng)的功能是在所有工況下承受動、靜態(tài)載荷，并使動力總成在所有方向上的位移處于可接受的范圍內(nèi)，不與底盤上或駕駛倉內(nèi)的其他部件發(fā)生干涉。發(fā)動機的位移一般不大于20mm，若大于20mm，一般會有轉角出現(xiàn)，對轉角一般要求不大于0.5°（其中Roll模態(tài)的不大于5°，控制在3°左右。Pitch和Yaw模態(tài)的要小于0.5°）發(fā)動機與蓋板間距大于80mm。發(fā)動機位移控制的靜載工況：略。。。。。。性能上的考慮1）橡膠軟墊在受到8000N左右的力時剛度上應設有hardstop點，以保證其耐久性。2）汽車的Ride-Tuning頻率約為5-7Hz,與脊柱和頸部的頻率接近（4-6Hz的垂向振動和1-2Hz的橫向振動