2024年3月17日发(作者：亓官今雨)
第30卷增刊
2007年12月
合肥工业大学学报
(
自然科学版
)
JOURNALOFHEFEIUNIVERSITYOFTECHNOLOGY
Vol.30Sup
Dec.2007
重型汽车悬置系统设计
周从源
(
安徽江淮汽车股份有限公司商用车研究院
,
安徽合肥
230022
)
摘 要
:
文章以某重卡
6
×
4
牵引车配置美国康明斯
ISME440
2
20
发动机
+
采埃孚
ZF16S221
变速器的悬置系
统设计为实例
,
介绍重型汽车发动机悬置系统的弯矩校核
,
系统解耦
,
软垫刚度计算
,
以及悬置系统设计的基
本方法和步骤。
关键词
:
重型汽车
;
悬置系统
;
弯矩校核
;
解耦
;
刚度计算
中图分类号
:U463.1.02
文献标识码
:A
文章编号
:1003
2
5060
(
2007
)(
Sup
)
2
0007
2
04
Thedesignoftheheavytractor
’
ssuspensionsystem
ZHOUCong2yuan
(CommercialVehicleResearchInstitute,AnhuiJianghuaiAutomobileCo.,Ltd,Hefei230022,China)
Abstract:Thesuspensionsystemdesignofheavytractor(6×4)wasusedforexample,whichise2
quippedwithcunmingsengine,ISME44020fromUSAandgearbox,epaperintro2
ducesthemethodofpoisemoment,thetorquecheck,therigiditycomputeofenginesuspension,and
thestepofenginesuspensiondesign.
Keywords:heavytractor;suspentionsystem;torquecheck;decoupling;computationofrigidity
发动机是汽车最重要的振源之一,由它产生
的振动如果得不到有效的控制,会引起车身钣金
件与车架相连的其他零件等产生振动和噪声,同
时还会影响汽车的操纵稳定性和平顺性,使乘员
产生不舒服和疲惫的感觉,严重时甚至损坏汽车
的零部件,大大缩短汽车的使用寿命。良好的平
顺性和低噪声是汽车的一个重要标志,如何更有
效地进行隔振已成为汽车设计的重要课题。本文
以江淮重型汽车悬置系统的计算和匹配为例,探
讨重型汽车悬置系统设计的一般方法。
个辅助支承点,从而形成了五点式悬置。由于该
支点距动力总成的质心最远,又是过定位点,因此
辅助支点刚度不能太大,以避免因车架变形而损
坏变速器或悬置支架。
对于四点式悬置,发动机悬置的布置方式主要
有会聚式、斜置式、平置式及斜置平置组合式等
[1]
。
会聚式悬置具有良好的稳定性,且易于得到
独立振动,但实施起来并不容易,因此应用不多。
斜置式的优点是既能有较强的刚度又能使耦合变
得较少,在很多的汽车上得到应用;一般倾斜角度
<=40°～45°。平置式布局简单,安装容易,易于
控制,在客车上均有采用。斜置平置组合式是发
动机前部采用斜置式,后部采用平置式的悬置型
式,或者是发动机前部采用平置式,后部采用斜置
式的悬置型式。这种布置的特点是隔离扭振的能
力强,有效地减少发动机左右摆动,同时软垫布置
在发动机前、中部两侧,可以降低发动机质心,提
高发动机稳定性。后悬置采用平置式结构,可承
1
发动机悬置系统布置形式与解耦布置
由于四点式悬置的稳定性好、能克服较大的
转矩反作用力,故其在四缸机以上的发动机上使
用最为普遍。在动力总成中常将发动机和变速器
考虑在一起,则其质量和长度大,为了避免发动机
机体后端面与飞轮壳接合面上产生过大的弯矩,
或发动机产生俯仰振动,一般在变速器上增加一
收稿日期
:2007
2
11
2
01
作者简介
:
周从源
(
1981-
)
,
男
,
重庆市人
,
安徽江淮汽车股份有限公司助理工程师
.
8
8合肥工业大学学报
(
自然科学版
)
第30卷
载较大的垂直载荷。
对于发动机的振动解耦方法,主要是通过对
发动机悬置系统的合理布置来实现的。目前主要
的布置方式有:按系统弹性中心与质心重合布置,
按扭矩轴布置悬置,按打击中心理论布置悬置,按
一阶弯曲振型布置悬置。
2
发动机悬置系统模型建立与设计计算
根据该款重型汽车选用的康明斯发动机特
点,对发动机悬置采用斜置平置组合式结构,即发
动机前部采用斜置式,后部采用平置式。目的是
降低发动机质心高度,提高发动机稳定性,减小振
动,同时便于发动机的布置。
通常把发动机和变速箱质心的连线作为转动中
心线,动力系统将围绕此轴线作振荡,如图1所示。
图
1
扭矩中心线
在布置前后橡胶软垫时,应将悬置尽量靠近
转动中心,同时应在围绕系统转动中心的运动方
向上具有较小的弹性系数。图2所示为康明斯发
动机悬置的布置方式。
图
2
康明斯发动机悬置方式
2.1 发动机悬置系统模型的建立与相关参数
发动机悬置示意图,如图3所示。
图3中,
W
e
为发动机质量,
W
e
=989kg;
W
t
为变速箱质量,
W
t
=319kg;
R
1
为前悬置点力
;
R
2
为后悬置点力
;R
3
为变速箱辅助支撑力
(
计算
时先假设不要辅助支承计算弯矩,如满足要求,即
可不要辅助支承
)
。
8
图
3
发动机悬置示意图
L
1
=
l
1
+
l
2
=594mm,其中
l
1
为前支承点到机
体前端面的距离,
l
1
=144mm;
l
2
为发动机质心到
机体前端面的距离,
l
2
=450mm。
L
2
=
l
1
+
l
3
=1090mm,其中,
l
3
为发动机机
体总长
,l
3
=946mm。
L
3
=
L
2
+
L
6
=1166mm,其中,
L
6
为后支承点
到机体后端面的距离
,L
6
=76mm。
L
7
=
l
4
+
l
5
=686.5mm,其中,
l
4
为飞轮壳厚
度
,l
4
=165mm;
l
5
为变速箱质心至飞轮壳后端
面距离
,l
5
=521.5mm。
L
4
=
L
2
+
L
7
=1776.5mm。
L
8
=
l
4
+
l
6
=946mm,其中,
l
6
为变速箱辅助
支承距飞轮壳后端面距离
,l
6
=781mm。
L
5
=
L
2
+
L
8
=2036mm。
其他相关参数如下:发动机质心高曲轴中心,
h
1
=191mm;变速箱质心高曲轴中心,
h
2
=
2.5mm;软垫支承点半水平
(
y
向
)
距离
,B
=
173mm;软垫支承点低曲轴中心,
A
1
=160mm;
发动机怠速转速,
n
=600r/min;发动机气缸数,
i
=6。
2.2 发动机缸体后端面静弯矩校核
以发动机前支承为旋转中心列力矩平衡方
程,有
W
e
L
1
+W
t
L
4
=R
2
L
3
+R
3
L
5
则
R
L
5
2
=
W
e
L
1
+W
t
L
4
-R
3
L
(
1
)
3
由发动机悬置装置受力平衡,有
W
e
+W
t
=R
1
+R
2
+R
3
则
R
1
=W
e
+W
t
-R
2
-R
3
(
2
)
飞轮壳后端面的弯矩为
M
x
=R
2
L
6
+R
3
L
8
-W
t
L
7
(
3
)
也可以用
(
4
)
式计算,即
M
x
=W
e
(L
2
-L
1
)-R
1
L
1
(
4
)
假设不用变速箱辅助支承,则取
R
3
=0,将相
增刊周从源:重型汽车悬置系统设计9
关参数值代入(1)～(3)式可得:
R
2
=9702N,
R
1
=3116.4N,
M
x
=-1408.8Nm。
因为康明斯发动机飞轮壳后端面允许最大弯
矩为1350Nm,所以必须增加变速箱辅助支
承。增加变速箱辅助支承后,辅助支承所加预定
负荷应使
M
x
值为零
[2]
,则
R
e
L
1
+W
t
L
4
-W
t
(
L
7
L
3
/L
6
)
3
=
W
L/L
=
1732
.
35N
5
-(L
8
L
36
)
将其代入
(
1
)
式,得
R
2
=6675.66N。
将得到的
R
2
、
R
3
的值代入
(
2
)
式计算可得
R
1
=4410N。
2.3 软垫刚度计算
基于相关参数的取值进行计算,可得:发动机
外激干扰频率
F
=
ni
120
=30Hz;前悬置软垫载荷
P
1
=
R
1
/2=2205N;后悬置软垫载荷
P
2
=
R
2
/2=3337.88N;变速箱辅助支承软垫载荷
P
3
=
R
3
/2=866.32N。
由于悬置系统的传递率要求
T
=10%,则悬
2
置系统的自振频率
F
m
=
FT
1+
T
=9.05Hz;悬置
软垫静变形量
S
=9.8×25.4÷
F
2
m
=3.04mm;前
悬置软垫的静刚度
K
f
=
P
1
/S
=725N/mm;后悬
置软垫的静刚度
K
r
=
P
2
/S
=1098N/mm;变速
箱辅助支承软垫静刚度
K
a
=
P
3
/S
=284N/mm。
一般情况下动静刚度比为1.2～1.6,这里取
1.4,则后悬置软垫动刚度
K
′
r
=1.4
K
r
=
1537.2N/mm;变速箱辅助支承软垫动刚度
K
′
a
=1.4
K
a
=397.6N/mm。
2.4 发动机前悬置
(
V型结构
)
设计计算
V型悬置简图,如图4所示。
A
1弹性中心高度
θ
1悬置软垫安装倾角
α
1弹性中心到支点连线的仰角
图
4
V
型悬置简图
基于相关参数的取值进行计算,可得
A=
W
e
h
1
+W
t
h
2
W
+A
1
=
e
+W
t
305mm
α
=
arctan
A
B
=
1
.
0548rad
8
设计时,取安装角θ=70°,则有
θ
=
70
180
π
=
1
.
2217rad
θ
-
α
=
arctan
tanθ
k
0
其中,
k
0
为压缩刚度与剪切刚度之比,则有
k
0
=
tan
θ
tan
(θ
-
α)
=16.31
由于
k
0
=
k
p
k
,其中
k
p
为软垫的垂直刚度;
k
s
s
为
软垫的剪切刚度;又前软垫垂直刚度
K
v
=
K
f
=
725N/mm,而
K
K
v
v
=2
(
k
p
sin
2
θ
+
k
s
cos
2
θ)
,即
k
p
=
2
(
sin
2
θ
+cos
2
θ
/
k
0
)
,由此推得
k
K
p
=
v
2
(
sin
2
+
cos
2
θ
/k
=
437
.
47N/mm
0
)
k
p
s
=
k
k
=
26
.
82N/mm
0
则前软垫侧向刚度
K
l
=
2
(
k
p
cos
2
θ
+k
s
sin
2
θ
)
=
147
.
78N/mm
3
试验验证
对装配样车采用双通道信号采集与分析系
统
[3]
,对其在怠速和1200r/min时的隔振效率进
行试验,恒流适配器型号为YE3822,声霸卡型号
为N10225,传感器为GA2YB186型。试验模型
如图5所示。
图
5
隔振试验模型
其振动效率试验数据如图6、图7所示。
由试验可知,康明斯发动机各悬置胶垫的隔
振效率达到90%以上,见表1所列。因此,设计
是合理的,满足隔振要求。
表
1
康明斯悬置胶垫隔振效率
(%)
悬置胶垫怠速
1200r/min
前悬置胶垫
(
左
)93.8694.58
前悬置胶垫
(
右
)94.1996.68
后悬置胶垫
(
左
)90.8892.46
后悬置胶垫
(
右
)92.8595.74
10合肥工业大学学报
(
自然科学版
)
第30卷
4
结束语
本文对发动机悬置系统进行了理论计算和试
验验证,试验结果表明,发动机悬置系统设计符合
减振要求
[4]
。
(
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,以及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。
(
3
)
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。
参 考 文 献
[1]
张小虞
.
汽车工程手册
:
设计篇
[M].
北京
:
人民交通出版
社
,2001.
[2]
孙蓓蓓
,
张启军
,
孙庆鸿
.
汽车发动机悬置系统解耦方法研
究
[J].
振动工程学报
,1994,
(
3
)
:240-245.
[3]
史文库
,
林 逸
.
发动机悬置支承在弹性基础上的隔振特性
分析
[J].
汽车技术
,1998,(7):18-20,24.
[4]
余志生
.
汽车理论
[M].
北京
:
清华大学出版社
,2000.
(责任编辑 张淑艳)
8
2024年3月17日发(作者：亓官今雨)
第30卷增刊
2007年12月
合肥工业大学学报
(
自然科学版
)
JOURNALOFHEFEIUNIVERSITYOFTECHNOLOGY
Vol.30Sup
Dec.2007
重型汽车悬置系统设计
周从源
(
安徽江淮汽车股份有限公司商用车研究院
,
安徽合肥
230022
)
摘 要
:
文章以某重卡
6
×
4
牵引车配置美国康明斯
ISME440
2
20
发动机
+
采埃孚
ZF16S221
变速器的悬置系
统设计为实例
,
介绍重型汽车发动机悬置系统的弯矩校核
,
系统解耦
,
软垫刚度计算
,
以及悬置系统设计的基
本方法和步骤。
关键词
:
重型汽车
;
悬置系统
;
弯矩校核
;
解耦
;
刚度计算
中图分类号
:U463.1.02
文献标识码
:A
文章编号
:1003
2
5060
(
2007
)(
Sup
)
2
0007
2
04
Thedesignoftheheavytractor
’
ssuspensionsystem
ZHOUCong2yuan
(CommercialVehicleResearchInstitute,AnhuiJianghuaiAutomobileCo.,Ltd,Hefei230022,China)
Abstract:Thesuspensionsystemdesignofheavytractor(6×4)wasusedforexample,whichise2
quippedwithcunmingsengine,ISME44020fromUSAandgearbox,epaperintro2
ducesthemethodofpoisemoment,thetorquecheck,therigiditycomputeofenginesuspension,and
thestepofenginesuspensiondesign.
Keywords:heavytractor;suspentionsystem;torquecheck;decoupling;computationofrigidity
发动机是汽车最重要的振源之一,由它产生
的振动如果得不到有效的控制,会引起车身钣金
件与车架相连的其他零件等产生振动和噪声,同
时还会影响汽车的操纵稳定性和平顺性,使乘员
产生不舒服和疲惫的感觉,严重时甚至损坏汽车
的零部件,大大缩短汽车的使用寿命。良好的平
顺性和低噪声是汽车的一个重要标志,如何更有
效地进行隔振已成为汽车设计的重要课题。本文
以江淮重型汽车悬置系统的计算和匹配为例,探
讨重型汽车悬置系统设计的一般方法。
个辅助支承点,从而形成了五点式悬置。由于该
支点距动力总成的质心最远,又是过定位点,因此
辅助支点刚度不能太大,以避免因车架变形而损
坏变速器或悬置支架。
对于四点式悬置,发动机悬置的布置方式主要
有会聚式、斜置式、平置式及斜置平置组合式等
[1]
。
会聚式悬置具有良好的稳定性,且易于得到
独立振动,但实施起来并不容易,因此应用不多。
斜置式的优点是既能有较强的刚度又能使耦合变
得较少,在很多的汽车上得到应用;一般倾斜角度
<=40°～45°。平置式布局简单,安装容易,易于
控制,在客车上均有采用。斜置平置组合式是发
动机前部采用斜置式,后部采用平置式的悬置型
式,或者是发动机前部采用平置式,后部采用斜置
式的悬置型式。这种布置的特点是隔离扭振的能
力强,有效地减少发动机左右摆动,同时软垫布置
在发动机前、中部两侧,可以降低发动机质心,提
高发动机稳定性。后悬置采用平置式结构,可承
1
发动机悬置系统布置形式与解耦布置
由于四点式悬置的稳定性好、能克服较大的
转矩反作用力,故其在四缸机以上的发动机上使
用最为普遍。在动力总成中常将发动机和变速器
考虑在一起,则其质量和长度大,为了避免发动机
机体后端面与飞轮壳接合面上产生过大的弯矩,
或发动机产生俯仰振动,一般在变速器上增加一
收稿日期
:2007
2
11
2
01
作者简介
:
周从源
(
1981-
)
,
男
,
重庆市人
,
安徽江淮汽车股份有限公司助理工程师
.
8
8合肥工业大学学报
(
自然科学版
)
第30卷
载较大的垂直载荷。
对于发动机的振动解耦方法,主要是通过对
发动机悬置系统的合理布置来实现的。目前主要
的布置方式有:按系统弹性中心与质心重合布置,
按扭矩轴布置悬置,按打击中心理论布置悬置,按
一阶弯曲振型布置悬置。
2
发动机悬置系统模型建立与设计计算
根据该款重型汽车选用的康明斯发动机特
点,对发动机悬置采用斜置平置组合式结构,即发
动机前部采用斜置式,后部采用平置式。目的是
降低发动机质心高度,提高发动机稳定性,减小振
动,同时便于发动机的布置。
通常把发动机和变速箱质心的连线作为转动中
心线,动力系统将围绕此轴线作振荡,如图1所示。
图
1
扭矩中心线
在布置前后橡胶软垫时,应将悬置尽量靠近
转动中心,同时应在围绕系统转动中心的运动方
向上具有较小的弹性系数。图2所示为康明斯发
动机悬置的布置方式。
图
2
康明斯发动机悬置方式
2.1 发动机悬置系统模型的建立与相关参数
发动机悬置示意图,如图3所示。
图3中,
W
e
为发动机质量,
W
e
=989kg;
W
t
为变速箱质量,
W
t
=319kg;
R
1
为前悬置点力
;
R
2
为后悬置点力
;R
3
为变速箱辅助支撑力
(
计算
时先假设不要辅助支承计算弯矩,如满足要求,即
可不要辅助支承
)
。
8
图
3
发动机悬置示意图
L
1
=
l
1
+
l
2
=594mm,其中
l
1
为前支承点到机
体前端面的距离,
l
1
=144mm;
l
2
为发动机质心到
机体前端面的距离,
l
2
=450mm。
L
2
=
l
1
+
l
3
=1090mm,其中,
l
3
为发动机机
体总长
,l
3
=946mm。
L
3
=
L
2
+
L
6
=1166mm,其中,
L
6
为后支承点
到机体后端面的距离
,L
6
=76mm。
L
7
=
l
4
+
l
5
=686.5mm,其中,
l
4
为飞轮壳厚
度
,l
4
=165mm;
l
5
为变速箱质心至飞轮壳后端
面距离
,l
5
=521.5mm。
L
4
=
L
2
+
L
7
=1776.5mm。
L
8
=
l
4
+
l
6
=946mm,其中,
l
6
为变速箱辅助
支承距飞轮壳后端面距离
,l
6
=781mm。
L
5
=
L
2
+
L
8
=2036mm。
其他相关参数如下:发动机质心高曲轴中心,
h
1
=191mm;变速箱质心高曲轴中心,
h
2
=
2.5mm;软垫支承点半水平
(
y
向
)
距离
,B
=
173mm;软垫支承点低曲轴中心,
A
1
=160mm;
发动机怠速转速,
n
=600r/min;发动机气缸数,
i
=6。
2.2 发动机缸体后端面静弯矩校核
以发动机前支承为旋转中心列力矩平衡方
程,有
W
e
L
1
+W
t
L
4
=R
2
L
3
+R
3
L
5
则
R
L
5
2
=
W
e
L
1
+W
t
L
4
-R
3
L
(
1
)
3
由发动机悬置装置受力平衡,有
W
e
+W
t
=R
1
+R
2
+R
3
则
R
1
=W
e
+W
t
-R
2
-R
3
(
2
)
飞轮壳后端面的弯矩为
M
x
=R
2
L
6
+R
3
L
8
-W
t
L
7
(
3
)
也可以用
(
4
)
式计算,即
M
x
=W
e
(L
2
-L
1
)-R
1
L
1
(
4
)
假设不用变速箱辅助支承,则取
R
3
=0,将相
增刊周从源:重型汽车悬置系统设计9
关参数值代入(1)～(3)式可得:
R
2
=9702N,
R
1
=3116.4N,
M
x
=-1408.8Nm。
因为康明斯发动机飞轮壳后端面允许最大弯
矩为1350Nm,所以必须增加变速箱辅助支
承。增加变速箱辅助支承后,辅助支承所加预定
负荷应使
M
x
值为零
[2]
,则
R
e
L
1
+W
t
L
4
-W
t
(
L
7
L
3
/L
6
)
3
=
W
L/L
=
1732
.
35N
5
-(L
8
L
36
)
将其代入
(
1
)
式,得
R
2
=6675.66N。
将得到的
R
2
、
R
3
的值代入
(
2
)
式计算可得
R
1
=4410N。
2.3 软垫刚度计算
基于相关参数的取值进行计算,可得:发动机
外激干扰频率
F
=
ni
120
=30Hz;前悬置软垫载荷
P
1
=
R
1
/2=2205N;后悬置软垫载荷
P
2
=
R
2
/2=3337.88N;变速箱辅助支承软垫载荷
P
3
=
R
3
/2=866.32N。
由于悬置系统的传递率要求
T
=10%,则悬
2
置系统的自振频率
F
m
=
FT
1+
T
=9.05Hz;悬置
软垫静变形量
S
=9.8×25.4÷
F
2
m
=3.04mm;前
悬置软垫的静刚度
K
f
=
P
1
/S
=725N/mm;后悬
置软垫的静刚度
K
r
=
P
2
/S
=1098N/mm;变速
箱辅助支承软垫静刚度
K
a
=
P
3
/S
=284N/mm。
一般情况下动静刚度比为1.2～1.6,这里取
1.4,则后悬置软垫动刚度
K
′
r
=1.4
K
r
=
1537.2N/mm;变速箱辅助支承软垫动刚度
K
′
a
=1.4
K
a
=397.6N/mm。
2.4 发动机前悬置
(
V型结构
)
设计计算
V型悬置简图,如图4所示。
A
1弹性中心高度
θ
1悬置软垫安装倾角
α
1弹性中心到支点连线的仰角
图
4
V
型悬置简图
基于相关参数的取值进行计算,可得
A=
W
e
h
1
+W
t
h
2
W
+A
1
=
e
+W
t
305mm
α
=
arctan
A
B
=
1
.
0548rad
8
设计时,取安装角θ=70°,则有
θ
=
70
180
π
=
1
.
2217rad
θ
-
α
=
arctan
tanθ
k
0
其中,
k
0
为压缩刚度与剪切刚度之比,则有
k
0
=
tan
θ
tan
(θ
-
α)
=16.31
由于
k
0
=
k
p
k
,其中
k
p
为软垫的垂直刚度;
k
s
s
为
软垫的剪切刚度;又前软垫垂直刚度
K
v
=
K
f
=
725N/mm,而
K
K
v
v
=2
(
k
p
sin
2
θ
+
k
s
cos
2
θ)
,即
k
p
=
2
(
sin
2
θ
+cos
2
θ
/
k
0
)
,由此推得
k
K
p
=
v
2
(
sin
2
+
cos
2
θ
/k
=
437
.
47N/mm
0
)
k
p
s
=
k
k
=
26
.
82N/mm
0
则前软垫侧向刚度
K
l
=
2
(
k
p
cos
2
θ
+k
s
sin
2
θ
)
=
147
.
78N/mm
3
试验验证
对装配样车采用双通道信号采集与分析系
统
[3]
,对其在怠速和1200r/min时的隔振效率进
行试验,恒流适配器型号为YE3822,声霸卡型号
为N10225,传感器为GA2YB186型。试验模型
如图5所示。
图
5
隔振试验模型
其振动效率试验数据如图6、图7所示。
由试验可知,康明斯发动机各悬置胶垫的隔
振效率达到90%以上,见表1所列。因此,设计
是合理的,满足隔振要求。
表
1
康明斯悬置胶垫隔振效率
(%)
悬置胶垫怠速
1200r/min
前悬置胶垫
(
左
)93.8694.58
前悬置胶垫
(
右
)94.1996.68
后悬置胶垫
(
左
)90.8892.46
后悬置胶垫
(
右
)92.8595.74
10合肥工业大学学报
(
自然科学版
)
第30卷
4
结束语
本文对发动机悬置系统进行了理论计算和试
验验证,试验结果表明,发动机悬置系统设计符合
减振要求
[4]
。
(
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,以及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。
(
3
)
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。
参 考 文 献
[1]
张小虞
.
汽车工程手册
:
设计篇
[M].
北京
:
人民交通出版
社
,2001.
[2]
孙蓓蓓
,
张启军
,
孙庆鸿
.
汽车发动机悬置系统解耦方法研
究
[J].
振动工程学报
,1994,
(
3
)
:240-245.
[3]
史文库
,
林 逸
.
发动机悬置支承在弹性基础上的隔振特性
分析
[J].
汽车技术
,1998,(7):18-20,24.
[4]
余志生
.
汽车理论
[M].
北京
:
清华大学出版社
,2000.
(责任编辑 张淑艳)
8