客车发动机悬置软垫选型的计算与研究

金世勇

（厦门金龙联合汽车工业有限公司，福建 厦门 361023）

客车的振动与噪声已逐渐成为客车设计需要解决的首要难题。因此，对隔离发动机振动与噪声向车内传递的关键部件——发动机悬置支撑的设计要求越来越高，而悬置软垫的选型直接决定悬置支撑的设计优劣[1-2]。

1 悬置软垫及支撑初步选型

当车型确定之后，首先要确定发动机型号，以6770G 车型为例，采用YC4E160-42 发动机。发动机的角度根据总体布置的要求定位后倾4°，采用后置发动机布置形式。其他参数分别为四缸机，四冲程；自重420 kg；最低稳定转速650±20 r/min；外加发动机附件和油料、冷却水重量约60 kg；离合器约重20 kg；变速器为綦江S5-70 机械箱，箱体、油料、附件重量约190 kg。

根据车架的结构和发动机的外形分析，初步采用发动机上的四支撑形式，同时采用双点斜角45°布置，保证可靠性。采用使用成熟经过验证的发动机悬置软垫：后悬置软垫为受压方向刚度为1 000 N/mm，数量为2 件/车，外形如图1 所示；前悬置软垫为受压方向刚度为370 N/mm，数量为2 件/车，外形如图2所示。

2 计算分析验证

1）燃烧激振频率即点火频率。发动机汽缸内混合气体燃烧，曲轴输出脉冲转矩，由于转矩周期性地发生变化，导致发动机上反作用转矩的波动，使发动机产生周期性扭转振动，其振动频率等于燃烧激振频率[3-4]

f1=2×I×n/（60×τ），Hz

式中：τ 为发动机冲程数；I 为发动机汽缸数；n为曲轴转数，r/min。

2）惯性力/力矩激振频率。发动机怠速时，代入相应数据，得f1=2×4×650/60/4=21.7 Hz。由不平衡的转动引起的惯性力和力矩的激振频率f2=Q×n/60，Hz

式中：Q 为比例系数（一级不平衡力矩取Q=1，二级不平衡力矩取Q=2）；n 为曲轴转数，r/min。代入发动机怠速时的相应数据，得

f2=1×650/60=10.8 Hz（Q=1）；f2=2×650/60=21.7 Hz（Q=2）

为了避免共振，不使发动机的振动过分传到车体，理论上要使由发动机本身和支座弹性元件所组成的振动系统的自振频率f0（即固有频率）比发动机激振频率f至少低70%。按汽车工程设计手册[5]为f0＜0.7×f0（1）

要产生尽量低的自振频率f0，支座上需要有足够柔软的弹性元件即悬置软垫。但在弹性过大容易使发动机处于倾斜位置或受冲击力作用时，产生较大的位移。一般采用上述软垫后发动机位移量为2～5 mm，振动位移完全可以被周边弹性管件吸收，（发动机支撑处）是能够满足减小干涉位移量和减小皮带抖动的要求的[6-8]。

3）发动机本身和支座弹性元件所组成的振动系统的自振频率f0与静变形量δ 的关系。

f0=1/2π×（K/M）1/2=1/2π×（g/δ）1/2

即δ=g/（2π×f0）2（2）式中：K 为刚度，N/m；M 为承载质量，kg；f0为自振频率，Hz；g 为9.8，m/s2；δ 为软垫的静变形量，m。

代入有关数据得：发动机自振频率

f01＜0.7×f1=0.7×21.7 Hz=15.19 Hz

f02＜0.7×f2=0.7×10.8 Hz=7.56 Hz（Q=1 时）

f03＜0.7×f2=0.7×21.7 Hz=15.19 Hz（Q=2 时）（3）

由（2）、（3）式得到：δ1=1.1 mm；δ2=4.3 mm（Q=1 时）；δ3=1.1 mm（Q=2 时）。

根据以上计算结果代入（2）式得到，为保证发动机不产生因发动机激振频率所带来的共振，需保证软垫的静变形量δ≥4.3 mm（Q=1 时），δ≥1.1 mm（Q=2 时）。

设计时按二级不平衡力取Q=2，即δ≥1.1 mm；f0＜15.19 Hz。

4）发动机软垫的实际静变形量δ 的计算。通常软垫的后悬远离质心，垂直负荷主要由前悬软垫承担，后悬主要承担扭转负荷。根据上述刚性分析，并简化计算考虑，前后软垫刚性按实际取值，计算静变形量δ、悬置系统自振频率f0：前悬置软垫刚度Kf1=370 N/mm，数量：2件；后悬置软垫刚度Kr2=1 000 N/mm，数量：2 件。

则δ1=G/（2Kf1+2Kr2）=（420+60+156+34）×9.8/（370×2+1 000×2）≈2.40 mm

由公式（2）可计算f0=10.18 Hz＜15.19 Hz

满足避免共振的刚度δ≥1.1 mm，f0＜15.19 Hz 的要求。上述软垫均通过多种车型试装，无共振现象发生，而且后悬静变形量要大于上述刚度值。静变形量δ 往往达到3～5 mm，满足避免共振所要求的静变形量。

5）人体舒适度的要求。以上考虑的是整车怠速情况下的高频共振情况，要求使发动机固有频率小于发动机激振频率f0＜0.7×f。而整车正常车速运动时，与不平地面的低频激励频率即外振源频率，经验值要求：f0＞6 Hz，即δ＜7 mm，上述软垫是满足要求的。

至于悬挂系统的较低的偏频，客车取n=1.8 Hz左右[9]，1.25×n=2.2 Hz≤f0，不可能与之产生共振，而整车正常车速运动时，按经验值要求：f0＞6 Hz。另外，根据人体舒适度的要求：4 Hz＜f＜8 Hz 为人体感觉不舒适频率区间[10]，而f0=10.05 Hz＞8 Hz，上述软垫也是满足要求的。

3 结论

6770G 客车悬置软垫的选型完全满足要求；客车发动机悬置软垫的选型，与客车悬置布置型式、发动机的自振频率等有关。为了避免共振，不使发动机的振动过分传到车体，需要计算发动机本身和支座弹性元件所组成的振动系统的自振频率f0与发动机激振频率f 的关系，以及软垫的静变形量是否满足要求，并核算是否满足人体舒适性的要求，这需要通过上述计算分析来确定软垫的选型。

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[4]闻邦椿.机械设计手册：第3 卷（第5 版）[K].北京：化学工业出版，2001.5.

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[7]庞剑，谌刚，何华.汽车噪声与振动理论与应用[M].北京：北京理大出版社，2008.6.

[8]时培成，陈无畏，陈黎卿.基于联合仿真的汽车动力总成悬置系统隔振特性研究[J].农业机械学报，2010，（2）

[9]胡春林.基于减振目标的动力总成悬置系统振动特性与控制研究[J].动力机械及工程，2008，（3）

[10]上官文斌，黄天平，徐驰，等.汽车动力总成悬置系统振动控制设计计算方法研究[J].振动工程学报，2007，（6）：31-34.