第一篇：動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計總結(jié)

第一章懸置系統(tǒng)的經(jīng)驗設(shè)計

1.1懸置系統(tǒng)的功能與設(shè)計原則

發(fā)動機懸置系統(tǒng)是發(fā)動機應(yīng)用工程的重要組成部分。懸置系統(tǒng)的功能與設(shè)計原則大致可歸納如下：

1隔離振動

在發(fā)動機所有工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，發(fā)動機產(chǎn)生的振動必須通過懸置系統(tǒng)加以隔離，盡可能降低傳遞給汽車底盤和車身的振動。同時懸置系統(tǒng)還必須隔離由道路不平引起的車輪懸掛系統(tǒng)的振動，防止這一振動向發(fā)動機傳遞，避免發(fā)動機振動加劇以滿足車輛運行時的平穩(wěn)性和舒適性，并保證怠速和停機時發(fā)動機的穩(wěn)定性。

2發(fā)動機支承和定位 為了隔離振動，發(fā)動機被支承在幾個彈簧軟墊上。因而在發(fā)動機本身振動和外界作用力驅(qū)動下，發(fā)動機和底盤之間必然存在著相對運動。所以懸置系統(tǒng)必須具有控制發(fā)動機相對運動和位移的功能，使發(fā)動機始終保持在相對穩(wěn)定和正確的位置上，決不能讓發(fā)動機在向各方向運動中與底盤車身上的零件發(fā)生干涉和碰撞。

3保護發(fā)動機

車輛在行駛過程中同時承受著動態(tài)負荷和沖擊負荷。懸置系統(tǒng)應(yīng)具有保護發(fā)動機的能力，防止發(fā)動機上個別部位因承受過大的沖擊載荷而損壞，特別要保證發(fā)動機缸體后端面與飛輪殼的結(jié)合面上的彎曲力矩不超過制造廠規(guī)定的限值。此外車輛在崎嶇道路上行駛時，車架的扭曲變形會使發(fā)動機承受扭曲應(yīng)力，使發(fā)動機局部受到損傷。懸置系統(tǒng)應(yīng)布置合理，并正確選擇軟墊剛度等參數(shù)，以保證能充分緩沖和抵御外力的沖擊并消除薄弱環(huán)節(jié)。

4克服和平衡因扭矩輸出而產(chǎn)生的反作用力 懸置系統(tǒng)必須有足夠強度，當(dāng)發(fā)動機變速箱總成輸出最大扭矩時能克服最大扭矩所產(chǎn)生的最大反作用力。懸置軟墊和支架在這種條件下都必須具有足夠的可靠性。

5發(fā)動機與底盤之間的連接零件必須有足夠柔性

這些零件是排氣管進氣管、燃油管、冷卻水管、壓縮空氣管、油門操縱機構(gòu)及變速箱操縱機構(gòu)等。如果它們的剛度較大，則發(fā)動機的振動容易造成這些零件的損壞，特別是在怠速停機和出現(xiàn)共振時表現(xiàn)得尤其劇烈。另一方面如果它們剛度較大，也會改變發(fā)動機懸置系統(tǒng)的剛度和自振頻率，從而影響隔振效果并導(dǎo)致噪聲升高，因此這些連接件必須采用柔性軟管或柔性連接。

6懸置系統(tǒng)的零部件必須具有足夠的強度和可靠性 在嚴(yán)重的沖擊負荷下應(yīng)保證不發(fā)生損壞特別，起關(guān)鍵作用的懸置軟墊必須可靠耐久能適應(yīng)各種惡劣工作環(huán)境（包括耐水耐油及耐高溫和低溫）。如果系統(tǒng)零部件出現(xiàn)損壞，則損壞應(yīng)最先出現(xiàn)在軟墊總成上，而不應(yīng)是懸置支架金屬件。在軟墊的橡膠部分損壞后，發(fā)動機應(yīng)仍能依靠軟墊總成中金屬骨架的支承而保持其原有位置，而不應(yīng)引起其它撞擊損壞，一般來說發(fā)動機懸置系統(tǒng)零部件的壽命應(yīng)與發(fā)動機的大修期相當(dāng)，在發(fā)動機大修前不應(yīng)出現(xiàn)損壞。

7發(fā)動機懸置系統(tǒng)的設(shè)計還應(yīng)滿足裝配精度低、拆裝方便和維修接近性好等條件 8懸置系統(tǒng)零部件還應(yīng)符合低成本、通用化、標(biāo)準(zhǔn)化和系列化的要求 1.2發(fā)動機的振動特性

汽車和工程機械所用發(fā)動機大部分為往復(fù)式內(nèi)燃機。由于活塞連桿機構(gòu)的往復(fù)運動以及輸出扭矩時形成的脈沖反作用力，這類發(fā)動機本身就是一個固有的振動源。雖然經(jīng)過精心設(shè)計和制造振動可以得到一定減輕，但由于結(jié)構(gòu)先天的弱點振動是不可能完全消除的。

振動及振動噪聲不但易造成發(fā)動機及車輛零部件的損壞，同時會使駕駛員及乘客疲勞所以必須隔振使車內(nèi)振幅降至可接收的水平。

1.2.1發(fā)動機的振動源

發(fā)動機的振動主要起源于兩處 1點火激勵

這是由發(fā)動機氣缸內(nèi)點火燃燒，曲軸輸出脈沖扭矩引起的激擾。由于扭矩周期性地發(fā)生變化導(dǎo)致發(fā)動機上反作用扭矩又稱傾覆力矩的波動這種波動使發(fā)動機產(chǎn)生周期性的扭擺運動，故稱扭轉(zhuǎn)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：

fF1?式中：n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速，rpm

ni（1-1）60?i為汽缸數(shù)

?為沖程系數(shù)，兩沖程為1，四沖程為2 2不平衡慣性力激勵

這是由發(fā)動機往復(fù)運動的活塞和連桿等造成的慣性力不平衡的垂直振動其激振，干擾頻率為：

fN2?Qn60（1-2）

式中：n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速，rpm Q為比例系數(shù)，一階慣性力為1，二階慣性力為2 不平衡慣性力的外激干擾頻率與發(fā)動機的缸數(shù)無關(guān)，但慣性力的不平衡量與發(fā)動機缸數(shù)和結(jié)構(gòu)特征有著密切關(guān)系。

對單缸機而言一階慣性力和二階慣性力都是孤立存在的，它的平衡性最差相對振幅也最大，除非發(fā)動機內(nèi)裝有特設(shè)的平衡機構(gòu)。

對多缸機而言，由于曲軸上曲拐角度的合理分布和配置，使各缸之間產(chǎn)生的慣性力相互抵消和平衡。因此部分多缸機上的慣性力振動已基本得到消除，但制造上造成的誤差除外。

表1-1是四沖程往復(fù)式內(nèi)燃機的固有平衡特性表

表1-1四沖程往復(fù)式內(nèi)燃機的固有平衡特性表

從表1-1可以看出汽車常用的幾種發(fā)動機中只有三缸機和四缸機兩種機型沒有得到完全平衡，因此對于使用這兩種機型的汽車必須特別重視懸置系統(tǒng)的設(shè)計，除非發(fā)動機本身已經(jīng)采用了專門設(shè)計的平衡機構(gòu)。

不帶平衡機構(gòu)的直列四沖程四缸機目前在汽車上的應(yīng)用非常廣泛，出現(xiàn)的振動問題也具有普遍性，其基本特點如下：首先在低怠速如600轉(zhuǎn)/分鐘時，它的扭轉(zhuǎn)振動頻率和不平衡二級慣性力的外激頻率均較低，僅20Hz。一般情況下十分接近懸置系統(tǒng)的固有頻率，易導(dǎo)致共振。其次在高速階段如果發(fā)動機的額定轉(zhuǎn)速為3000轉(zhuǎn)/分鐘，則其二級不平衡的振動的外激頻率高達100Hz，而且不平衡慣性力大小與轉(zhuǎn)速的平方成正比，這可能導(dǎo)致發(fā)動機一級變速箱總成產(chǎn)生彎曲共振，因此設(shè)計四缸機懸置系統(tǒng)時必須重視高低兩端的振動特性。

直列六缸機的慣性力和慣性力矩是完全平衡的。理論上它不應(yīng)存在垂直方向的慣性力振動。如果出現(xiàn)明顯垂直振動，這可能是發(fā)動機或離合器運動件的平衡制造精度超差、各缸工作不均勻或失火造成的。嚴(yán)格說來直列六缸機的唯一激振源是反作用力矩的扭轉(zhuǎn)振動。

1.2.2動力總成的振動模態(tài)

發(fā)動機坐標(biāo)系規(guī)定如下：以曲軸中心線與發(fā)動機變速器結(jié)合面交點為原點,以曲軸中心線指向變速器側(cè)為X軸,以平行于汽缸中心線并向上方向為Z軸,Y軸由右手定則確定。

汽車動力總成通常是通過橡膠懸置支撐在車架上的，由于橡膠懸置通常為彈性元件，因此發(fā)動機動力總成與橡膠懸置構(gòu)成質(zhì)量-彈簧式的振動系統(tǒng)。一般汽車動力總成懸置系統(tǒng)的固有頻率都在30Hz以下，而無論發(fā)動機本身還是汽車底盤結(jié)構(gòu)當(dāng)作彈性體時其最低的一階固有頻率都在60Hz以上，兩者相差甚遠。因此在工程實際中發(fā)動機動力總成和汽車底盤都被視為剛體處理。視為剛體的發(fā)動機動力總成在空間的運動就具有六個自由度，即三個沿相互垂直的通過發(fā)動機動力總成質(zhì)心的軸線的往復(fù)運動和繞此三根軸線的回轉(zhuǎn)運動。這樣發(fā)動機動力總成懸置系統(tǒng)就有六個振動模態(tài)，相應(yīng)的也就有六個固有頻率。

沿Z方向的運動稱為垂向平動，繞X方向的轉(zhuǎn)動稱為橫搖，繞Y方向的轉(zhuǎn)動成為縱搖，繞Z方向的轉(zhuǎn)動稱為平搖。

理論分析表明，汽車發(fā)動機動力總成的六個振動模態(tài)并不是完全耦合在一起的，而是形成兩組三聯(lián)耦合振動，即縱向—垂向—縱搖耦合和橫向—橫搖—平搖耦合。

1.3懸置系統(tǒng)的隔振機理 1.3.1自由振動

最簡單的振動系統(tǒng)由質(zhì)量塊和彈簧阻尼組成，如圖1-1所示

圖1-1有阻尼自由振動

在不考慮阻尼的情況下若將重塊向下壓，使彈簧壓縮變形然后松開，質(zhì)量塊就會上下自由振動。振動的自振頻率或稱固有頻率的計算公式為：

fN1?12?KM（1-3）

式中：K為彈簧剛度（N/m）

M為質(zhì)量塊質(zhì)量（Kg）

實際上阻尼的存在將會導(dǎo)致振動振幅逐漸減小，直至振動完全停止。這種現(xiàn)象稱為有阻尼的自由振動振動。衰減率取決于系統(tǒng)阻尼的大小。

發(fā)動機懸置系統(tǒng)的阻尼通常很小，可忽略不計。如果簡化為最基本的模型，動力總成就相當(dāng)于質(zhì)量塊，懸置軟墊相當(dāng)于彈簧。這就可以計算出懸置系統(tǒng)的自振頻率，可見懸置軟墊的剛度對懸置系統(tǒng)自振頻率的大小起關(guān)鍵性作用。

1.3.2受迫振動

如果在有阻尼的自由振動中同時向重塊施加一個周期性的外力，即存在強制的外激振力。此時重塊將既有自由振動又有外激強制振動，兩個振動疊加這種振動稱為受迫振動。顯然發(fā)動機懸置系統(tǒng)的振動屬于這種受迫振動。

有兩類強制外激振動源作用于發(fā)動機懸置系統(tǒng)，一類是內(nèi)振源即上節(jié)所述的由發(fā)動機本身引起的振動，另一類是外振源由道路不平引起，并通過車輪懸掛系統(tǒng)及車架傳遞給發(fā)動機變速箱總成的振動。這種由道路不平引起的振動頻率很低大約在1~3Hz。

這兩種強制振動均要求進行隔離，強制振動模型示意圖見圖1-2

圖1-2有阻尼的強迫振動

1.3.3頻率響應(yīng)

根據(jù)振動理論分析，當(dāng)強制振動施加到自由振動的振波上，開始時運動情況比較復(fù)雜，經(jīng)過一定時間后自振波的振幅將變的很小而可忽略，只留下強制振動的成分。但這種受迫振動的振幅與頻率比有很大的關(guān)系。

頻率比就是強制振動的頻率與自振動的頻率之比。如果將強制振動的振幅稱之為輸入振幅，將受迫振動的振幅稱之為輸出振幅，則輸出振幅與

輸入振幅之比可稱為振動傳遞率。顯然振動傳遞率大于1表示振動放大，這是不希望的。振動傳遞率小于1表示振動減小，這是所追求的。

圖1-3是頻率比與振動傳遞率關(guān)系曲線，稱為幅頻響應(yīng)曲線。它是減振原理中很重要的依據(jù)。

圖1-3幅頻響應(yīng)曲線

頻率比與振動傳遞率之間的關(guān)系式如下：

振動傳遞率?21?（2cRf）22（1?Rf）?（2cRf）2（1-4）

式中：阻尼比為實際阻尼與臨界阻尼之比

Rf為頻率比

c為阻尼比

臨界阻尼?2KM（1-5）

1.3.4共振

從圖1-3可以看出隨著頻率比增大，開始時振動傳遞率迅速上升。到頻率比接近1，即外激頻率接近自振頻率時，輸出振幅出現(xiàn)最高峰。振動傳遞率可達數(shù)十倍，即出現(xiàn)共振。共振振幅的大小取決于系統(tǒng)中的阻尼，按理論如果阻尼等于0共振振幅為無窮大，而實際上阻尼總是存在的，在大阻尼情況下共振振幅將得到大幅度控制，故共振振幅因阻尼不同而各異。1.3.5隔振

對于采用普通橡膠懸置軟墊系統(tǒng)而言，阻尼一般很小可不予考慮。即認為阻尼c=0。此時可將振動傳遞率表達式簡化為

振動傳遞率?12（1?Rf）2（1-6）

在這中情況下，頻率比小于1時振動被放大；頻率比等于1時，振動傳遞率最大，出現(xiàn)共

振；頻率比繼續(xù)增大，振動傳遞率就逐漸下降，當(dāng)頻率比達到2時振動傳遞率等于1，表示振幅恢復(fù)到原始的強制振動的水平；隨著頻率比進一步加大，振動傳遞率將小于1，因而產(chǎn)生隔振的效果。

可以看出頻率比越大隔振效果越好，但頻率比大于5以后隔振效果的提高就不明顯了。表1-2是頻率比與隔振效果的關(guān)系表

表1-2是頻率比與隔振效果的關(guān)系表

在懸置系統(tǒng)設(shè)計中，如果已知強制外激振動的頻率，為了隔振懸置系統(tǒng)的自振頻率必須控制在一個界限以內(nèi)。舉例如下：

首先考慮發(fā)動機激振，以四缸機為例在怠速時內(nèi)振源的外激扭轉(zhuǎn)振動頻率設(shè)為20Hz。則懸置系統(tǒng)的自振頻率扭擺方向必須控制在20/1.414Hz以下，通常應(yīng)設(shè)定在10Hz。

同時需考慮道路激振，載重車懸掛系統(tǒng)自振頻率為1.5~2.2Hz，轎車懸掛系統(tǒng)自振頻率為1~1.5Hz。對于發(fā)動機懸置系統(tǒng)而言，這屬于發(fā)性在底座的低頻外激強制振動。為了遠離共振區(qū)，懸置系統(tǒng)的最低自振頻率應(yīng)大于懸掛系統(tǒng)自振頻率的1.5~2.0倍，即頻率比應(yīng)小于0.5~0.6此時的振動傳遞率小于1.8，否則汽車在不平道路上行駛時發(fā)動機會產(chǎn)生過大的搖晃。

要滿足這兩方面的條件，就必須合理選擇懸置軟墊并對懸置系統(tǒng)進行精心布置。

1.3.6實際應(yīng)用中懸置軟墊的選擇

根據(jù)上述機理，懸置系統(tǒng)的自振頻率應(yīng)小于發(fā)動機工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)最小的強制振動頻率的1/2，此時的隔振效率為66.7%。

若需進一步提高隔振效率就有一定難度，主要是兩個方面的制約： 首先，如前述考慮到道路激振懸置系統(tǒng)的自振頻率不能太低。其次，如果要降低懸置系統(tǒng)的自振頻率則必須采用剛度較低的懸置軟墊。對于橡膠軟墊，就必須使用硬度較低的橡膠，這將產(chǎn)生下列不利影響：

一、軟墊剛度降低后發(fā)動機的穩(wěn)定性差，受外力后相對位移大，易導(dǎo)致發(fā)動機上零部件與底盤上零部件干涉碰撞。

二、軟墊的變形量大，在振動中產(chǎn)生大的阻尼功使橡膠發(fā)熱，壽命下降。

三、橡膠硬度降低后其粘結(jié)強度將顯著下降，懸置軟墊易撕裂損壞。1.3.7其它零部件對隔振性能的影響

除必須合理選擇懸置軟墊外，還必須重視懸置軟墊底座的剛度，例如與懸置軟墊連接的支架、車架和橫梁等其結(jié)構(gòu)必須十分堅固，其剛度必須大于懸置軟墊的剛度十倍以上，由它們產(chǎn)生的自振頻率必須大于由軟墊產(chǎn)生的自振頻率的三倍。否則單獨考慮懸置軟墊的隔振作用將不會達到目的，嚴(yán)重時還可能因底座剛度太差而引起共振。因此在剛度很差的橫梁中間必須避免布置一點式懸置，而應(yīng)左右分于成兩點布置。如果必須采用一點式，則橫梁的剛度必須加強。這進一步說明在發(fā)動機、車架和懸置軟墊三者之間還存在匹配關(guān)系。

1.3.8振動和噪聲的關(guān)系

結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的振動頻率，可以分為兩種頻率范疇。一是振動其頻率區(qū)是15~50Hz，另一種是噪聲其頻率區(qū)是50~20000Hz。振動和噪聲有密切的關(guān)系。發(fā)動機變速箱和液壓泵等都是產(chǎn)生振動和噪聲的根源。柴油發(fā)動機尤甚要隔離噪聲，首先必須切斷從金屬傳遞噪聲的路徑。橡膠是切斷噪聲的最好介質(zhì)，其彈性越好隔噪效果越好。

采用三明治式隔振軟墊雖然可以在不損害剪切強度的條件下提高壓縮剛度。但它不利于切斷噪聲的傳遞，故不宜推廣。另一方面這類軟墊在工作中由于橡膠擠壓變形可能會造成軟墊金屬骨架之間的接觸，這也必須避免。此外，連接和支承附件的管路與支架對噪聲的影響也較大，所以管路與支架的連接處應(yīng)盡可能采用橡膠套或橡膠墊。這不但可以避免管路表面的微動磨損，而且有利于降噪。

1.4設(shè)計懸置系統(tǒng)必須確定的結(jié)構(gòu)參數(shù)

懸置系統(tǒng)設(shè)計中下列結(jié)構(gòu)參數(shù)是不可缺少的：

1.動力總成含發(fā)動機變速箱所帶附件以及懸置安裝支架的質(zhì)量。這一質(zhì)量包括總成內(nèi)儲滿的冷卻液和機油，即濕重

2.動力總成的重心位置

3.動力總成的轉(zhuǎn)動慣量和慣性積

4.有關(guān)發(fā)動機性能參數(shù)和結(jié)構(gòu)強度極限 ? 發(fā)動機額定轉(zhuǎn)速 ? 發(fā)動機低怠速轉(zhuǎn)速 ? 發(fā)動機全負荷額定功率 ? 發(fā)動機最大扭矩

? 發(fā)動機缸體后端面與飛輪殼接合面上規(guī)定的彎矩限值 ? 發(fā)動機氣缸數(shù)氣缸排列方式及曲柄分布 ? 發(fā)動機工作沖程數(shù) ? 發(fā)動機的發(fā)火次序

5.動力總成前后懸置軟墊支撐點的位置及角度 1.5發(fā)動機懸置支承點的布置

汽車動力總成傳動系統(tǒng)形式的多樣性對動力總成隔振懸置系統(tǒng)提出了不同的設(shè)計要求，導(dǎo)致了動力總成懸置系統(tǒng)的布置方式的多樣性。

(1)發(fā)動機機缸數(shù)的影響。

不同缸數(shù)的發(fā)動機對動力總成的振動激勵型式和激勵頻率不同。對于四缸四沖程發(fā)動機，在低頻區(qū)的激振成分主要是第二階不平衡往復(fù)慣性力；對于六缸四沖程發(fā)動機，其激振成分主要是第三、六階扭矩諧量。根據(jù)隔振理論，動力總成剛體振動模態(tài)頻率應(yīng)比主要激振頻率的0.71倍要小。考慮怠速隔振的情況，當(dāng)發(fā)動機的怠速轉(zhuǎn)速相同時，四缸發(fā)動機動力總成的剛體振動固有頻率上限需低于六缸機。

(2)發(fā)動機布置方式的影響。

FF式汽車的發(fā)動機可以橫置或縱置，而橫置發(fā)動機和縱置發(fā)動機的傾覆力矩對車身的低階彎曲、扭轉(zhuǎn)振動模態(tài)的相互耦合、匹配關(guān)系也完全不同。雖然動力總成的轉(zhuǎn)動慣量IY一般比IX要大得多（3—4倍左右）,但動力總成的俯仰振動模態(tài)頻率一般低于側(cè)傾振動模態(tài)頻率,動力總成的俯仰振動幅值往往小于側(cè)傾振動幅值。在發(fā)動機怠速工況下，動力總成的側(cè)傾振動較大，為了避免動力總成的振動引起車身的低階彎曲、扭轉(zhuǎn)模態(tài)共振，在動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計過程中需要合理匹配車身彎曲或扭轉(zhuǎn)振動模態(tài)與動力總成剛體側(cè)傾振動模態(tài)的頻率，同時對動力總成懸置安裝點與車身固有振型節(jié)線的相對位置關(guān)系進行合理匹配。例如，對于橫置式發(fā)動機，動力總成的前后懸置不宜跨置于車身彎曲振型節(jié)線的兩側(cè)。

(3)動力傳動系統(tǒng)型式的影響，對于發(fā)動機前置—前輪驅(qū)動的FF式汽車動力傳動系，其動力總成還包括驅(qū)動橋主減速器，使得作用在動力總成上的驅(qū)動反力矩比FR式汽車大大增加，就要求提高懸置的靜剛度。同時，F(xiàn)F式汽車動力總成與FR式相比，其扭矩軸與曲軸的夾角明顯增大，當(dāng)其懸置系統(tǒng)采用V型布置方案時，往往由于布置空間和布置位置的限制，難以使得懸置組在布置達到使懸置組的彈性中心落在扭矩軸上的目標(biāo)。因此，有必要在整車總布置初期預(yù)留必要的空間。

(4)整車振動控制性能要求對動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計的影響。為了抑制路面激起的整車振動，可適當(dāng)配置動力總成懸置系統(tǒng)的垂向振動模態(tài)頻率，使其起到控制整車振動的動力吸振器的作用，由動力總成吸收經(jīng)過懸架傳遞上來的振動，從而減小車身的振動。這往往要求動力總成懸置系統(tǒng)有較高的垂向剛度。

1.5.1懸置支承點的數(shù)目

懸置點的數(shù)目可以有3、4、5及6點等四種類型。懸置點的數(shù)目一般根據(jù)發(fā)動機變速箱總成的尺寸（特別是長度尺寸）、重量、用途和安裝方式等決定的。3點及4點懸置在汽車上的應(yīng)用最為普遍，懸置點的數(shù)目增多將難以保證各點的受力均衡，當(dāng)車架變形時發(fā)動機和車架失去順從性，使個別支點因發(fā)生錯位而受力過大，反而影響可靠性。3點式懸置與車架的順從性最好，因三點決定一個平面，不受車架變形的影響。而且自振頻率低，抗扭轉(zhuǎn)振動的效果好，值得推薦的是前懸置采用兩點左右斜置，后端一點緊靠主慣性軸的布置方案。這種布置具有較好的隔振功能，在4缸機上得到廣泛的應(yīng)用。而前一點后兩點的三點式多用于6缸機。4點式懸置的穩(wěn)定性好，能克服較大的扭矩、反作用力。但扭轉(zhuǎn)剛度較大，不利于隔離低頻振動。但經(jīng)過合理設(shè)計仍可滿足4缸機更能滿足6缸機的要求。4點式懸置在6缸機上的使用最為普遍。5點式懸置一般僅用于重型汽車上，因為其發(fā)動機變速箱總成的重量和長度太大，為了避免發(fā)動機缸體后端面與飛輪殼結(jié)合面上產(chǎn)生過大的彎矩，不得不在變速箱上增加一個輔助支點，從而形成5點式懸置。但必須經(jīng)過負荷計算確定輔助支點的剛度，輔助支點的剛度不能太大必須有足夠的柔性，以避免因車架變形而損壞變速箱。

1.5.2懸置支承點的位置

懸置點有前懸置和后懸置之分。3點式懸置系統(tǒng)有前2后1和前1后2兩種布置方案。懸置點的位置應(yīng)視具體結(jié)構(gòu)空間和隔振要求而定。

實際上一般在發(fā)動機或變速箱上均已提供了預(yù)留的螺孔或凸臺，以供安裝懸置支架。甚至有多組螺孔或凸臺以便選用。這些螺孔中前懸置用的大多數(shù)分布在缸體前端面下部或缸體前中部的左右側(cè)面上，后懸置用的分布在飛輪殼兩端變速箱底部或兩側(cè)。

當(dāng)然在周圍空間允許的情況下，設(shè)計懸置支架時仍可對結(jié)構(gòu)布置和縱向尺寸作適當(dāng)調(diào)整。比如康明斯公司就為懸置系統(tǒng)提供了多種選裝方案。

在確定懸置點的位置時，必須進行懸置點的載荷計算，然后校核各支點位置是否滿足發(fā)動機制造廠對支點位置的要求及對關(guān)鍵部位的載荷的要求。在根據(jù)撞擊中心理論調(diào)整前后懸置的相對位置，并適當(dāng)調(diào)整懸置點的橫向位置及高度方向位置。

1各懸置點的載荷及缸體后端面的彎矩計算

已知動力總成的重量WG和重心位置后，可根據(jù)下圖中標(biāo)志的尺寸計算前后懸置點的負荷R1及R2或變速箱上的輔助支點處的負荷R3。同時計算出發(fā)動機缸體后端與飛輪殼結(jié)合面處的靜態(tài)彎矩Mxx。

圖1-4發(fā)動機懸置系統(tǒng)計算受力的尺寸參數(shù)圖 在無輔助支點的情況下計算公式如下：

R2?后懸置點負荷

前懸置點負荷

W（GL1?a?b）L3（1-7）

R1?WG?R2（1-8）

Mxx?R2L6?WtL7（1-9）缸體與飛輪殼結(jié)合面處的彎矩

式中：

Wt為變速器重量

通常發(fā)動機制造廠對Mxx都規(guī)定有一個最大限值。若Mxx超過該限值應(yīng)考慮使用輔助支點，即設(shè)計R3。設(shè)計時可先假定一個R3，值然后再校核Mxx公式如下:

Mxx?R3L8?R2L6?WtL7（1-10）

然后在校核Mxx是否滿足要求,并最終確定R3的值。

R1、R2、R3的值在選擇懸置軟墊時將是不可缺少的參數(shù)。

2發(fā)動機制造廠對懸置點位置的要求

許多發(fā)動機制造廠對懸置支架的尺寸（換言之即懸置點的位置）作出了限制，以保護發(fā)動機避免支架、缸體以及飛輪殼等結(jié)合面上因產(chǎn)生過大的彎曲力矩和撓曲應(yīng)力而導(dǎo)致螺孔及裝配面發(fā)生局部破壞。

如康明斯對B及C系列柴油機懸置支架在懸臂尺寸和高度尺寸上的限制如下： ? 前懸置支架的支承點離缸體前端面不得大于100毫米 ? 前懸置之間的支承面離端面螺孔的高度不得大于200毫米

? 前懸置支架設(shè)在缸體兩側(cè)面時支承點離缸體側(cè)面的距離不得大于127毫米

? 后懸置支架的支承點離飛輪殼側(cè)面的舉例不得大于76毫米離曲軸中心線不得355毫米

? 后懸置支架的支承點在縱向上離開飛輪殼裝配面不得大于50毫米

車輛行駛中承受著動態(tài)負荷和沖擊負荷,動力總成在最惡劣的情況下,將以4~6倍的重力加速度作用在支架上。雖然支架本身具有足夠的強度和剛度,但過大的彎曲力矩作用在缸體及飛輪殼的螺栓緊固面上及結(jié)構(gòu)的局部處,足以造成破壞.因而康明斯提出了上述限值,其中已經(jīng)考慮了動態(tài)條件,各限值是在考慮加速度為6g的基礎(chǔ)上設(shè)定的。同時康明斯對B及C系列柴油機缸體與飛輪殼結(jié)合面處的靜態(tài)彎矩M作出了Mxx不得大于1350Nm的要求。在設(shè)計懸置系統(tǒng)時必須滿足這一要求。

3前后懸置點縱向距離的選擇和優(yōu)化

能利用缸體和飛輪殼上預(yù)留螺孔的前提下，懸置點的縱向位置應(yīng)盡可能滿足下列條件： a撞擊中心理論

對于外激頻率較低的發(fā)動機來說，可采用撞擊中心理論確定前后懸置點的縱向位置。即如圖1-5所示，使前后懸置點在互為撞擊中心的位置O1O2上

圖1-5撞擊中心理論示意圖

這樣當(dāng)一個支點受一個垂向力作用時，另一個支點上的響應(yīng)力為零。換言之，如果一個軟墊上遇到一個很大的垂向沖擊力，由于另一個軟墊處于其撞擊中心，故在這個軟墊上不會引起反應(yīng)，反之亦然。這樣前后懸置上的垂向沖擊力不會相互影響，從而可取得良好的隔振效果。

按照撞擊中心理論應(yīng)滿足：

LFLR?Jym（1-11）

式中：LF為前懸置點離動力總成重心的縱向距離

LR為后懸置點離動力總成重心的縱向距離

Jy動力總成繞Y軸的轉(zhuǎn)動慣量

m發(fā)動機變速箱動力總成的質(zhì)量

b將懸置點布置在機體一彎模態(tài)的節(jié)點上 對于較大型的高速發(fā)動機而言，懸置點應(yīng)布置在機體彎曲振動的節(jié)點上。因為機體實際上不是絕對剛體，在高頻力作用下它將出現(xiàn)類似直梁的彎曲振動。

如果將懸置點布置在機體彎曲振動的節(jié)點上，既可避免機體的彎曲振動力傳給車架，也可防止道路不平引起的振動。通過車架而激起機體的彎曲振動。因為在節(jié)點上不可能激起梁的振動。

通常只需考慮機體的一階彎曲模態(tài)，自振頻率大約在80Hz左右。對于經(jīng)常行駛在條件較差的道路上的車輛來說，這種結(jié)構(gòu)布置更具有實用意義。當(dāng)然這種布置還取決于整車布置的空間條件，有可能難以實現(xiàn)。這種布置方式如圖1-6所示。

圖1-6發(fā)動機彎曲振動的節(jié)點示意圖

4懸置點的橫向距離 一般情況下，懸置點的橫向距離由缸體或飛輪殼的寬度及懸置支架的懸臂尺寸決定，變化的余地不大。一般來說懸置點的橫向距離越大則穩(wěn)定性越好，但使懸置系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)剛度增大，對隔離扭轉(zhuǎn)振動不利。

5懸置支點的高度

懸置支點的高度對隔振性能有較大影響。

對平置式軟墊而言，軟墊離主慣性軸越近越好，既可降低動力總成的重心提高穩(wěn)定性，也利于隔振。故一般應(yīng)盡可能提高懸置支點的高度，但往往因受到布置空間的嚴(yán)格限制而無法實現(xiàn)。

圖1-7是一個后懸置支點高度提高的實例。由于車架位置太低，不得不用支撐柱抬高后懸置軟墊，這也是一種成功的方案。因為它可吸收很大的沖擊力而不損壞發(fā)動機。這種用套管將發(fā)動機支架抬高，解決裝置上高度差的問題，還可增加水平方向柔度，能吸收沖擊保護發(fā)動機。

圖1-7用套管將發(fā)動機支架抬高的形式示意圖

對斜置軟墊而言，懸置點的高度是按照其彈性中心落在主慣性軸上的原理確定的。

1.5.3懸置軟墊的布置形式

1平置式

平置式軟墊呈水平布置，結(jié)構(gòu)簡單、裝配方便、尺寸要求精度低。平置式軟墊一般有兩種：

一種是桶形或稱蘑菇形，中心鑲有套管（也有不鑲的），由上下兩段直徑不同的橡膠體組成。裝配時小端插入底座（橫梁或支架）孔中，螺栓向下穿入套管內(nèi)，擰緊下部螺母至套管兩端頂死，并靠下部的平墊圈將下端橡膠體壓扁形成一個返回跳的緩沖軟墊。也可采用上下兩個軟墊，分別安裝在底座的上下面上，三者串聯(lián)裝配在一起，作用相同。桶形中還有一種是由內(nèi)外兩個桶形殼體組成，中間用橡膠硫化，外殼緊固在發(fā)動機支架上，它也可用于平置式。這類軟墊在載重車上實用的比較普遍，有較好的定位和隔離沖擊振動的功能，但不承擔(dān)剪切方向的變形，不利于隔離低頻扭轉(zhuǎn)振動。

另一種是方塊形，橡膠體上下表面分別與上下金屬骨架板硫化粘結(jié)成一體，依靠金屬骨架與發(fā)動機上的支架和車架緊固連接，因此形成上下絕緣式支撐。它可承擔(dān)壓縮和剪切兩個方向上的變形。懸置系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)剛度小，隔離扭轉(zhuǎn)振動的功能較強。但水平方向的自由度較大，橫向穩(wěn)定性差。故軟墊的金屬骨架上應(yīng)設(shè)有限位面。

2斜置式

斜置式軟墊成對呈V行左右傾斜布置。這種情況下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轉(zhuǎn)振動的能力。同時，軟墊布置在發(fā)動機前/中部兩側(cè)，可以降低發(fā)動機重心提高發(fā)動機穩(wěn)定性。

此外斜置情況下，還可調(diào)整前后懸置平面的彈性中心，在設(shè)計時使前后懸置平面的彈性中心落在發(fā)動機變速箱總成的主慣性軸上，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。

另一種斜置式適用于后懸置，軟墊布置在飛輪殼上部兩側(cè)，圖1-8所示。其特點是軟墊的壓縮剛度較大，為了補償隔振性能，將軟墊斜置，使兩軟墊剪切平面的交點落在主慣性軸上。

圖1-8斜置式懸置軟墊裝置圖 3軸套式

這種結(jié)構(gòu)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。制造簡單，成本低，空間緊湊，拆裝方便。修理時一般只需要更換橡膠圈。安裝過程中安裝支架是從發(fā)動機或變速箱上伸出的懸臂短軸或橫軸，隔振用的橡膠圈套在軸上，然后將帶有橡膠圈的懸臂軸落入并緊固在車架上的軸座內(nèi)。這種結(jié)構(gòu)一般用于后懸置，當(dāng)然也有用于前懸置的。

4吊掛式

這種結(jié)構(gòu)的特點是懸置軟墊的支座緊固在發(fā)動機變速箱總成上方的橫梁上，通過吊架或支架將發(fā)動機變速箱總成的后端吊掛起來，使重量支承在軟墊上。故適用于采用一點式布置的后懸置。

這種布置一方面是為了適應(yīng)車架和橫梁結(jié)構(gòu)，同時也有利于提高后懸置的穩(wěn)定性。因為動力總成重心處在懸置軟墊下部，不可能出現(xiàn)發(fā)動機側(cè)向傾倒現(xiàn)象。但與軟墊布置在下部相比，懸置點離主慣性軸的距離加大了，會引起較大的扭轉(zhuǎn)振幅。所以應(yīng)適當(dāng)調(diào)整軟墊的剛度和承壓面來改善隔振性能。

5會聚式

這種布置方式的特點是所有懸置的主要剛度軸會聚相交于同一點。除了有良好的穩(wěn)定性外，會聚式的最大的優(yōu)點是可以通過調(diào)節(jié)懸置傾斜角度和安裝位置來獲得六個完全獨立的懸置系統(tǒng)的振動模態(tài)。但是會聚式懸置布置方式實施起來比較困難，而且一般汽車發(fā)動機并沒有縱向激勵，斜置式完全能夠滿足發(fā)動機動力總成的隔振要求，因此會聚式懸置方式應(yīng)用并不廣泛。

1.5.4前后懸置的功能對比

前后懸置共同承擔(dān)著整個懸置系統(tǒng)的全部功能，但由于所處的位置不同，對它們的要求各有特點：

(1)對常規(guī)的載重汽車前懸置而言，軟墊大多數(shù)布置在發(fā)動機缸體前端面或缸體前部的兩側(cè)。因此前懸置軟墊到發(fā)動機變速箱總成重心的縱向距離比后懸置要遠，尤其對于I-6發(fā)動機它承受的負荷比后懸置要輕。因而前懸置軟墊的壓縮剛度必然比后懸置的要小，同時為了有效隔離扭轉(zhuǎn)振動，前懸置的側(cè)向剛度和垂向剛度都較小。

(2)由于發(fā)動機變速箱總成的主慣性軸是傾斜的，前高后低，因此前懸置軟墊離主慣性軸的距離也比后懸置的要遠，因而前懸置軟墊承受的扭轉(zhuǎn)振幅要比后懸置大。為了保持一定的扭轉(zhuǎn)自振頻率和扭轉(zhuǎn)剛度，軟墊離開主慣性軸越遠其剛度應(yīng)越小。這一點可從懸置系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)剛度公式中可以看出，剛度小意味著振動時變形大、吸振能力強。可見前懸置承擔(dān)著大部分隔振和吸振功能，而后懸置則占次要地位。

(3)對后懸置來說，它離動力總成重心較近，支撐著動力總成的大部分重量。所以垂向剛度較大。它離主慣性軸較近處于扭轉(zhuǎn)激振較小的部位，不承受大的扭轉(zhuǎn)振動振幅，因此主要傾向于隔離垂向振動。同時它處在發(fā)動機動力輸出端，受傳動系統(tǒng)不平衡力的嚴(yán)重干擾和外部軸向推力的沖擊，因此后懸置必須承擔(dān)大部分的定位功能。此外當(dāng)發(fā)動機輸出最大扭矩時，支撐點出現(xiàn)的最大反作用力也應(yīng)由后懸置來支撐，因為后懸置軟墊的壓縮剛度大，有能力抵抗最大反作用力。而前懸置軟墊剛度小只能承擔(dān)一小部分。

(4)從前后懸置在車輛上的位置來說，無論發(fā)動機前置或后置，后懸置總是靠近車輛的中部，而不像前懸置那樣總是處于車輛的前端或后端，因此車架的變形和振動對后懸置的影響比前懸置要小。在車輛形式中后懸置位置相對穩(wěn)定，因此允許在后懸置點采用壓縮剛度較大的軟墊，以利于克服最大扭矩反作用力和慣性力。總之，四缸機和六缸機、柴油機和汽油機、轎車和載重車、輕型車和重型車等等對懸置系統(tǒng)都有不同的要求。作為設(shè)計者應(yīng)結(jié)合使用特點，注意觀察和廣泛收集現(xiàn)有各種懸置的結(jié)構(gòu)方案，吸取成功和成熟的經(jīng)驗，應(yīng)善于分析對比和借鑒。這是工作中不可缺少的重要環(huán)節(jié)。

1.6懸置軟墊的選擇 1.6.1概述

懸置軟墊的性能主要包括兩個方面：一是彈性指標(biāo)用剛度K，表示剛度（負荷/變形）。在進行懸置系統(tǒng)隔振性能計算時，軟墊剛度是不可缺少的參數(shù)。二是強度指標(biāo)，為了保證軟墊的可靠性和耐久性，軟墊的工作負荷和變形必須控制在允許的強度范圍內(nèi)。這兩方面的指標(biāo)與懸置軟墊的結(jié)構(gòu)、尺寸、形狀、受力形式及橡膠品種等都有密切關(guān)系。

剛度和強度參數(shù)雖可簡單估算，但準(zhǔn)確的數(shù)據(jù)必須通過試驗測定。國外軟墊制造廠通常都能提供各自產(chǎn)品的試驗數(shù)據(jù)和相關(guān)資料以供用戶選擇，或為用戶開發(fā)新的懸置軟墊。國內(nèi)軟墊制造廠家的實力通常要弱一些。因此要設(shè)計出好的懸置系統(tǒng)除了要有設(shè)計能力外，往往還需要與廠家進行密切合作。

1.6.2軟墊靜變形量與自振頻率的關(guān)系

為了確定隔振性能，必須求出懸置系統(tǒng)的自振頻率?，F(xiàn)對自振頻率的計算公式作進一步推導(dǎo)：

fN?12?KM（1-12）

式中：K為彈簧剛度（N/m）

M為質(zhì)量塊質(zhì)量（Kg）

應(yīng)用到懸置系統(tǒng)中有關(guān)參數(shù)的意義如下： ,K是橡膠軟墊的動剛度而不是靜剛度。分別以K和K表示動剛度和靜剛度，以表示動靜剛度之比即

??K（1-13）K,一般來說，不同種類橡膠?的取值范圍如下表所示：

表1-3不同種類橡膠動靜剛度比的取值范圍

設(shè)M是負荷W的質(zhì)量

fN1?2??K,Wg?12??gWK,（1-14）

式中：設(shè)

??WK,（1-15）

顯然?就是軟墊的靜態(tài)變形量，若把g?可看作常數(shù)（僅因橡膠而異）。這樣可以得到如下公式：

fN?C式中：?為軟墊的靜態(tài)變形量，單位為米

1?（1-16）

C為常數(shù)顯然C?12?g??，?與C的平方成正比

?的取值不同，C的取值也不同。橡膠懸置軟墊一般選擇天然橡膠，此時?的取值為1.05~1.25之間。在此范圍內(nèi)兩者的關(guān)系如表1-4所示

表1-4常數(shù)C與動靜剛度比?的取值關(guān)系

基于以上敘述可知：懸置軟墊所使用的橡膠品種確定后，系統(tǒng)的自振頻率與軟墊的靜態(tài)變形量之間就直接發(fā)生關(guān)系。兩者的關(guān)系可以用下列曲線表示： 自振頻率懸置軟墊在工作時所承受的力來自四個方面： 1靜態(tài)負荷

即單個軟墊上所承受的額定負荷，它是選擇懸置軟墊的基本參數(shù)和依據(jù)。2動態(tài)負荷

指由于道路顛簸引起的動態(tài)負荷和瞬時沖擊負荷。

根據(jù)不同的使用條件，在垂直方向上有時可產(chǎn)生?4G至?6G的重力加速度，向下時由于動力總成自重需再疊加1G。換言之，車輛跳動時軟墊可能要承受4至6倍于靜態(tài)負荷的沖擊力。表1-5是不同使用工況下可能出現(xiàn)的沖擊加速度值.靜變形量

圖1-9懸置系統(tǒng)的自振頻率與軟墊的靜態(tài)變形量的關(guān)系曲線圖

1.7懸置軟墊的可靠性 1.7.1懸置軟墊的受力情況

表1-5不同應(yīng)用情況下的沖擊加速度 為了克服動態(tài)和沖擊負荷，可以在懸置底座下部采用緩沖軟墊和大的回跳壓緊墊圈。這樣不但可減輕沖擊，也可保護底座避免在嚴(yán)重沖擊下造成損壞。這種平置式上下組合的軟墊布置形式在重型車上比較常見。

3動力輸出時產(chǎn)生的反作用力矩

這個反作用力矩指動力總成輸出最大扭矩時產(chǎn)生的最大反作用力矩。這一力矩主要由后懸置來承擔(dān)，力矩方向與發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向相反。因此在后懸置一側(cè)的軟墊上將產(chǎn)生很大的額外壓縮負荷。這一壓縮負荷可按下列公式計算：

作用力?發(fā)動機最大扭矩?變速器最大減速比懸置兩點間的距離（1-17）

在這種工作條件下，軟墊上額外增加的壓力比靜負荷高出3倍以上。不過這種工況出現(xiàn)的次數(shù)少、時間短，所以也可以使用發(fā)動機全負荷額定轉(zhuǎn)速下的扭矩來代替最大扭矩進行計算，以免選用剛度過大的懸置軟墊。

4側(cè)向和縱向慣性力以及外界作用力

懸置軟墊除了承受垂直方向上的作用力外，還必須克服側(cè)向和縱向慣性力以及外界作用力。例如車輛急轉(zhuǎn)彎時的側(cè)向離心力、車輛行駛中急剎車時的向前沖擊力（可產(chǎn)生1G的負加速度）、車輛行駛時操縱離合器的軸向推力、后橋跳動時傳動軸花鍵滑套的軸向推力等都會使發(fā)動機產(chǎn)生側(cè)向或縱向的位移，尤其是前后方向的軸向推力其影響更大。

因此進行懸架系統(tǒng)設(shè)計時必須使軟墊能承受各個方向外力。必要時應(yīng)采取限位措施防止軟墊因這些外力的作用下產(chǎn)生過大的變形和位移，避免懸置軟墊的早期損壞。

常見的限位方法是在軟墊的金屬骨架上設(shè)計翻邊，在變形過大時金屬骨架之間產(chǎn)生接觸，限制橡膠的進一步變形。軟墊中鑲嵌的套管也有一定的限位作用，而軸套式懸置軟墊的限位功能是顯而易見的。

1.7.2懸置軟墊本身的耐久性

懸置軟墊本身的耐久性取決于： 1軟墊橡膠的許用應(yīng)力；

2橡膠與金屬骨架之間的粘結(jié)強度；

3軟墊的形狀尺寸因素和結(jié)構(gòu)特征等，橡膠內(nèi)的應(yīng)力分布應(yīng)盡量均勻，橡膠的工作回彈部分體積與橡膠整體體積之比越大越好，金屬骨架與橡膠結(jié)合表面必須去盡毛刺和尖角，有關(guān)尺寸應(yīng)圓滑過渡。避免應(yīng)力集中，防止早期局部損壞。

橡膠的強度極限與橡膠的變形比有很大的關(guān)系，為了確保安全變形比應(yīng)控制在下列范圍內(nèi)：

優(yōu)質(zhì)橡膠具有良好的減振和緩沖特性，它的沖擊剛度大于動態(tài)剛度約為后者的1.5~2倍，而動態(tài)剛度又大于靜態(tài)剛度，約為后者的1.32~2.2倍。所以優(yōu)質(zhì)橡膠軟墊可有力地控制沖擊變形和動態(tài)變形幅度。此外如前所述，雖然在選擇懸置軟墊時是以靜態(tài)負荷作依據(jù)的，但軟墊制造廠將根據(jù)靜態(tài)負荷確保懸置軟墊能承受相應(yīng)的動態(tài)負荷。

1.7.3懸置軟墊的疲勞壽命

懸置軟墊的圖紙一般會提供軟墊的疲勞壽命指標(biāo)（比如在規(guī)定的負荷和變形范圍內(nèi)進行1~3Hz低頻激振疲勞試驗必須保證軟墊在多長和時間范圍內(nèi)不能出現(xiàn)破壞),如果實際使用時的負荷和變形控制在規(guī)定的范圍內(nèi),軟墊的可靠性就可以得到保證。

1.7.4影響軟墊可靠性的其它因素

1橡膠品種

懸置軟墊所使用的橡膠目前主要有兩種：一種是天然橡膠，另一種是氯丁橡膠。天然橡膠在-20+70溫度范圍內(nèi)具有良好的物理機械性能，而且其疲勞壽命比任何合成橡膠都要長。但它不具備抗機油和抗高溫的能力，為了避免天然橡膠制成的懸置軟墊被油污染和受高溫侵害，應(yīng)在軟墊上采用保護罩。

氯丁橡膠在惡劣環(huán)境下工作的適應(yīng)性比天然橡膠好，因此在重型汽車上使用比較普遍。2橡膠硬度

懸置軟墊用橡膠硬度一般在邵氏30至75度之間。在滿足剛度要求的前提下最好選擇中等硬度值如55度左右，因為橡膠硬度與軟墊剛度有一定的關(guān)系，可通過改變橡膠硬度來調(diào)整軟墊剛度。經(jīng)驗表明橡膠硬度提高或降低邵氏20度，軟墊的剛度可加倍或減半。故此選擇中等硬度的橡膠可為將來調(diào)整軟墊剛度提供充分的余地。另一方面，橡膠硬度過低（小于邵氏35度），則粘結(jié)強度將大大降低，硫化困難且使用中容易發(fā)熱。這幾方面都將直接影響懸置軟墊的疲勞壽命和可靠性。

3橡膠體積

橡膠體積和承壓面積大而硬度低的軟墊，與橡膠體積和承壓面積小而硬度高的軟墊相比，其剛度可以保持相等（因剛度與彈性模數(shù)及尺寸均成正比）。但體積大而軟的軟墊在實際使用中更為有利，因為硬度較高的橡膠中含有較多的非彈性添加劑，對其隔振性不利。

4軟墊裝配面

橡膠軟墊與支架或底座的裝配面上也必須去盡尖角、毛刺，軟墊裝配孔/座的邊緣應(yīng)采用大的圓角，使用平墊圈壓緊橡膠體時平墊圈的直徑應(yīng)足夠大，保證橡膠受壓外擠時仍在平墊圈平面之內(nèi)。這些要求都是為了避免橡膠上出現(xiàn)應(yīng)力集中和防止早期損壞。

1.8懸置系統(tǒng)的自振頻率 1.8.1懸置軟墊的剛度計算

懸置軟墊是懸置系統(tǒng)中的彈性元件。普通橡膠軟墊以橡膠為主體，與金屬骨架經(jīng)硫化粘結(jié)而成。它不僅在壓縮和拉伸方向上具有彈性變形特性，在一定范圍內(nèi)具有線彈性，而且在剪切和扭轉(zhuǎn)方向上有具有彈性變形特性。但由于橡膠軟墊扭簧作用小，一般在使用中不考慮其扭轉(zhuǎn)彈性。三種典型的橡膠軟墊剛度計算方法摘錄如下（見橡膠手冊第6卷），從中可以了解影響剛度的材料因素和尺寸因素，以供選擇軟墊時參考。

設(shè)E橡膠的壓縮彈性模數(shù)(單位Pa)，G為橡膠的剪切彈性模數(shù)(單位Pa)。1圓柱形橡膠軟墊三維方向的剛度，示意圖見圖1-10

圖1-10圓柱形橡膠軟墊

壓縮剛度

KZ?ALmZ?Eh（1-18）ALmX?Gh（1-19）

剪切剛度

KX?剪切剛度其中：AL?KY?ALmY?Gh（1-20）

11?0.38(h)2D ?4?D2，mZ?1.20(1?1.65n2)，mX?mY?AF，AF??Dh 而且：n?AL

2方塊形橡膠軟墊三維方向的剛度，示意圖見圖1-11

圖1-11長方體形橡膠軟墊

壓縮剛度

KZ?ALmZ?Eh（1-21）ALmX?Gh（1-22）

剪切剛度

KX?剪切剛度

KY?ALmY?Gh（1-23）

11?0.31(h)2A 其中：AL?A?B，mZ?1?(1~1.5)n2，mX?mY?而且：n?ALAF，AF?2(A?B)h

3圓筒形橡膠軟墊三維方向的剛度，示意圖見圖1-12

圖1-12圓筒形橡膠軟墊

KX?KZ?壓縮剛度

?hrln2r1(?E?G)（1-24）

KY?剪切剛度

2?h?Gr2lnr1（1-25）

其中：r1為內(nèi)徑，r2為外徑，?取3~5，?取0.8~1 而且：n?ALAF，AF?2(A?B)h

1.8.2懸置系統(tǒng)的組合剛度

懸置系統(tǒng)的組合剛度取決于懸置軟墊數(shù)目、各懸置軟墊的剛度及懸置系統(tǒng)的幾何布置尺寸。明確了上述參數(shù)就可以計算出懸置系統(tǒng)的組合剛度，從而可計算出懸置系統(tǒng)的自振頻率。這是懸置系統(tǒng)設(shè)計中不可少的步驟。

通常設(shè)軟墊的壓縮剛度為KP，剪切剛度為KS，而以K0表示壓縮剛度與剪切剛度之比：

K0?KPKS（1-26）

K0范圍約為3~8，因橡膠品種而異。

1對稱型平置式懸置系統(tǒng)的組合剛度，示意圖見圖1-13

圖2-13對稱平置式懸置系統(tǒng) 垂向剛度側(cè)向剛度

KV?2KP（1-27）KL?2KS（1-28）

2K?2K?B?P扭轉(zhuǎn)剛度（1-29）

如果是單點平置，則： 垂向剛度KV?KP 側(cè)向剛度KL?KS

扭轉(zhuǎn)剛度K??2KP?B2?0

2非對稱型平置式懸置系統(tǒng)的組合剛度，示意圖見圖1-14 設(shè)KPL和KPR分別為左右軟墊壓縮剛度，KSL和KSR分別為左右軟墊的剪切剛度

垂向剛度側(cè)向剛度

KV?KPL?KPR（1-30）KL?KSL?KSR（1-31）

22K?KB?KDPLPR扭轉(zhuǎn)剛度?（1-32）

其中：B+D為兩軟墊支點間的距離，且：

BKPR ?DKPL

圖1-14非對稱平置式懸置系統(tǒng)

3對稱型斜置式懸置系統(tǒng)的組合剛度，示意圖見圖1-15

圖1-15對稱型斜置式懸置系統(tǒng)

22K?2(Ksin??Kcos?)（1-33）VPS垂向剛度

22K?2(Kcos??Ksin?)（1-34）LPS側(cè)向剛度

2B2KPKSK??22Kcos??Ksin?（1-35）PS扭轉(zhuǎn)剛度4非對稱型斜置式懸置系統(tǒng)的組合剛度，示意圖見圖1-16

BKPR?DKPL，?為左軟墊的安裝傾斜角，?為其中：B+D為兩軟墊支點間的距離，且：右軟墊的安裝傾斜角。

圖1-16非對稱型斜置式懸置系統(tǒng)

垂向剛度KV?KPLsin2??KSLcos2??KPRsin2??KSRcos2?（1-36）側(cè)向剛度KL?KPLcos2??KSLsin2??KPRcos2??KSRsin2?（1-37）扭轉(zhuǎn)剛度K??B(B?D)KPLKSLD(B?D)KPRKSR（1-38）?2222KPLcos??KSLsin?KPRcos??KSRsin?1.8.3懸置系統(tǒng)自振頻率的計算

實際上懸置系統(tǒng)是一個六自由度振動系統(tǒng)，基于簡化計算的目的，在不考慮各自由度之間相互影響的情況下，可按下列公式計算各個方向上的自振頻率：

垂向振動

fV?12?12?KVM（1-39）KLM（1-40）

側(cè)向振動

fL?f??扭轉(zhuǎn)振動

12?K?JX（1-41）

式中：JX系統(tǒng)繞主慣性軸X的轉(zhuǎn)動慣量 第二章懸置系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計理論

目前有關(guān)的懸置系統(tǒng)的優(yōu)化主要有：移頻、解耦、降低支承處響應(yīng)力。

2.1移頻

移頻就是指將發(fā)動機各階固有頻率的調(diào)整到比較合理的范圍之內(nèi)。固有頻率的配置是以系統(tǒng)固有頻率的合理分布為目標(biāo)，以懸置參數(shù)為設(shè)計變量的優(yōu)化方法。它不需要涉及任何響應(yīng)計算。只要求系統(tǒng)固有頻率安排合理，而且要求系統(tǒng)的各振動模態(tài)盡量不耦合，使系統(tǒng)容易避開共振區(qū)。

目標(biāo)函數(shù)一般定義為：

J?min{??i(fi?fiopt)}i?16（2-1）

式中：J為目標(biāo)函數(shù)

fi為系統(tǒng)的i階固有頻率

fiopt為系統(tǒng)的i階固有頻率的設(shè)定最優(yōu)值

?i為設(shè)計變量的加權(quán)因子

一般懸置系統(tǒng)的六個固有頻率進行如下約束： 1發(fā)動機的滾動模態(tài)頻率f?X

四缸發(fā)動機在低頻工況下以二階扭矩激勵為主（激勵頻率為f1）為里使振動傳遞率小于1，應(yīng)使f?xf1?2，一般為

f?xf1?2.5~4.5，f?X應(yīng)盡量低于怠速下的激勵頻率，但應(yīng)高于整車側(cè)傾固有頻率，不能和整車其他子系統(tǒng)如駕駛室的側(cè)傾固有頻率過于接近。

2發(fā)動機的垂向模態(tài)頻率fZ

無論低速還是高速工況，發(fā)動機垂直固有頻率fZ與發(fā)動機二階垂向慣性力的激振頻率f2之間應(yīng)滿足f2fZ?2，一般為

f2fZ?2.5~4.5，fZ還應(yīng)高于前輪垂向振動的固有頻率，避開整車一階彎曲固有頻率，遠離駕駛室的垂向振動的固有頻率。

3發(fā)動機俯仰模態(tài)頻率f?Y

發(fā)動機俯仰固有頻率f?Y與發(fā)動機二階垂向力矩的激勵頻率f3之間也應(yīng)滿足f3f?Y?2，一般為f3f?Y?2.5~4.5。

4發(fā)動機橫向振動模態(tài)頻率fY

fY與橫向激勵力頻率f4之間也應(yīng)滿足5發(fā)動機繞Z軸的振動模態(tài)頻率f?Z

f4fY?2，一般為

f4fY?2.5~4.5。

發(fā)動機工作時由于離心力的作用會產(chǎn)生繞Z軸方向的激勵力矩，同時fY橫向激勵的存在也會產(chǎn)生繞Z軸方向的激勵力。所以f?Z與繞Z軸方向的激勵力（力矩）的頻率f5之間應(yīng)滿足f5f?Z?2，一般為

f5f?Z?2.5~4.5。

6發(fā)動機縱向振動模態(tài)頻率fX

一般發(fā)動機沿曲軸方向的激勵很小，但是考慮到懸置元件在制造過程中的KX和KY差別不是很大，并且有限制加速和制動時前后竄動量的作用，所以fX應(yīng)設(shè)計在6~20Hz范圍內(nèi)。

以上舉例說明的幾個動力總成懸置系統(tǒng)固有頻率的布置不一定完全正確，但大家可以從中歸納其分析方法。實際上從整車層面上看，移頻就是整車各模態(tài)頻率和振型的合理分布，其研究的范圍實際已達到整車層次。其指導(dǎo)思想簡單明了，不管研究的深度和廣度要求如何，總能取得相應(yīng)的效果。在研究不是特別精細的條件下，所需輸入不多，工作周期也不長，不失為一種適合工程應(yīng)用的好方法。

2.2解耦

如果一個作用力或力矩沿一個自由度方向施加到發(fā)動機動力總成上，例如沿Z方向施加一個力，當(dāng)發(fā)動機動力總成的重心不僅沿Z向產(chǎn)生平移運動，同時還會引起動力總成的重心繞Y軸的轉(zhuǎn)動，即兩個自由度上的振動互相牽連，這就是兩個自由度中間存在著耦合振動?；竞x也可以說：若某一振動模態(tài)下或在某一廣義坐標(biāo)方向上的振動輸入導(dǎo)致另一振動模態(tài)下或另一廣義坐標(biāo)方向上的響應(yīng)則稱這兩個振動模態(tài)是耦合的，如果使耦合分離即稱解耦。

因為兩個耦合振動的模態(tài)可能產(chǎn)生互相激勵，導(dǎo)致振動放大，并使這些自由度上的自振頻率的頻帶變寬，從而使隔振性能下降。當(dāng)發(fā)動機懸置系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計參數(shù)不匹配時（有時因條件限制），發(fā)動機懸置系統(tǒng)六個自由度中某些自由度之間就會存在振動耦合。這種現(xiàn)象比較普遍，只是程度不同而已。因此在懸置系統(tǒng)設(shè)計中解耦是一個比較重要的課題。解耦的目標(biāo)為：

使各個自由度上單個振動模態(tài)的振動相對獨立或分離。這樣可對隔振效果不佳的自由度單獨采取措施，而不影響其他自由度方向上的有關(guān)性能。同時當(dāng)各自由度獨立后，可能產(chǎn)生共振的頻率比它們之間的耦合時要小。

特別應(yīng)在激振能量大的幾個振動方向上實現(xiàn)解耦。例如旋轉(zhuǎn)運動和橫向運動兩個自由度之間的解耦。

減少耦合度數(shù)，實際情況下多數(shù)為兩度耦合或三度耦合，盡可能將三度耦合轉(zhuǎn)化成兩度耦合。

對六個自由度上的各有自振頻率均應(yīng)進行計算，使所有自振頻率分別都小于對應(yīng)方向的外激干擾頻率的12，以保證各自由度上的振動都得到有效控制，并有較好的隔振效果。

通常動力總成懸置系統(tǒng)的六個自由度方向的振動是耦合的。這可能會導(dǎo)致動力總成的振幅增大，振動頻率范圍過寬。要想實現(xiàn)理想的隔振效果則需要使用更軟的懸置軟墊。這將導(dǎo)致動力總成與周圍零件之間有較大的相對位移，造成與周圍零部件相碰撞，發(fā)生干涉，破壞整車的平順性。同時，由于軟墊的大位移又使軟墊內(nèi)的應(yīng)變增大而影響其使用壽命。另外，各自由度振動如果互為耦合，則很難對產(chǎn)生共振的自由度上的頻率進行個別改進而不影響其他自由度上的隔振性能。所以在設(shè)計懸置系統(tǒng)時應(yīng)盡量采用解耦布置。

由數(shù)個懸置組成的系統(tǒng)也存在彈性主軸和彈性中心。從理論上講，當(dāng)前后懸置的彈性中心與動力總成質(zhì)心完全重合時，則可使懸置系統(tǒng)在六個方向的振動完全解耦。但是由于受到整車布置空間等各種條件的限制，完全解耦很難實現(xiàn)。事實上各自由度的解耦意義并非完全等同，例如來自發(fā)動機的激勵力主要是垂直方向和繞曲軸旋轉(zhuǎn)方向，所以只要在這兩個方向上的振動解耦即可。

2.3降低支承處響應(yīng)力

支承處響應(yīng)力最小，這是積極隔振的重要出發(fā)點。因為可能導(dǎo)致發(fā)動機總成上產(chǎn)生平移或旋轉(zhuǎn)運動的力與力矩都是支承處響應(yīng)力的函數(shù)，令其趨于最小，可獲得良好的綜合隔振效果。

第三章扭矩軸三點和V型組懸置系統(tǒng)布置

3.1懸置系統(tǒng)相關(guān)概念說明

3.1.1動力總成懸置系統(tǒng)的扭矩軸及主慣性矩

為了說明扭矩軸的定義在動力總成上建立兩個坐標(biāo)系，如圖3-1所示：

圖3-1扭矩軸坐標(biāo)系

圖3-1中OXYZ為發(fā)動機曲軸坐標(biāo)系，O為動力總成的質(zhì)心，X軸平行與發(fā)動機曲軸方向指向發(fā)動機前端，Z軸垂直于曲軸向上，Y軸按右手定則確定。OX1Y1Z1為主慣性軸坐標(biāo)系，X1Y1Z1為主慣性軸，且Y1與Y重合。當(dāng)一個擾動力（力矩）作用于動力總成主慣性軸上時，則動力總成沿此主慣性軸平動（轉(zhuǎn)動）。通常情況下作用于發(fā)動機上的外力為繞曲軸的扭矩，而曲軸和主慣性軸一般是不重合的，因此在此外力矩的作用下動力總成并不沿任何一根主慣性軸轉(zhuǎn)動，而是繞某一特殊軸轉(zhuǎn)動，此軸即為扭矩軸，如圖中OX0。OX0Y0Z0為扭矩軸坐標(biāo)系，且Y0與Y1、Y重合。由扭矩軸定義可以推出它在動力總成坐標(biāo)系OXYZ中的方向余弦為：

cos2?1cos2?2cos2?3??I1I2I3cos??P1?????cos?1cos?1cos?2cos?2cos?3cos?3????I1I2I3cos???（3-1）

P1?cos?1cos?1cos?2cos?2cos?3cos?3????I1I2I3?cos???P1???P1?式中：

cos2?1cos2?2cos2?3??I1I2I3

Ii（i=1，2，3）為動力總成的主慣性矩

?i，?i，?i（i=1，2，3）為第i個主慣性軸在動力總成坐標(biāo)系中的方向角 在動力總成在OXYZ坐標(biāo)系中的轉(zhuǎn)動慣量Ix、Iy、Iz和慣性積Iyz、Ixz、Ixy已得到的條件下，按如下方法可以求出主慣性矩Ii（i=1，2，3）及主慣性矩在動力總成坐標(biāo)系中的方向余弦。

構(gòu)造轉(zhuǎn)動慣量Ix、Iy、Iz和慣性積Iyz、Ixz、Ixy的二階張量:

?IX[ST]????IXY???IXZ?IXYIY?IYZ?IXZ??IYZ??IZ??(3-2)并求解該張量的特征值及對應(yīng)的特征向量，即為主慣性積Ii（i=1，2，3）和對應(yīng)的主慣性軸的方向余弦。

美國很早在設(shè)計發(fā)動機懸置時，首先就是找到動力總成扭矩軸，然后傾斜布置前后懸置軟墊使其前后中心的連線盡量平行靠近扭矩軸。

3.1.2懸置的彈性主軸及彈性中心

圖3-2 所示的懸置是由橡膠制成的，它有三個正交的軸I、II、III，如果作用力沿這些軸單獨作用，則懸置所產(chǎn)生的位移與力的方向一致，并且不發(fā)生任何轉(zhuǎn)動。這樣的軸稱為懸置的彈性主軸，三軸線的交點就是懸置的彈性中心。

圖3-2 懸置的彈性主軸和彈性中心示意圖

作用于被支承物體上的一個任意方向的外力，如果通過彈性支承系統(tǒng)能夠的彈性中心則被支承物體只會發(fā)生平動，而不發(fā)生轉(zhuǎn)動。反之被支承物體在產(chǎn)生平動時還回產(chǎn)生轉(zhuǎn)動，即兩個自由度上產(chǎn)生運動耦合。

如果一個外力矩繞彈性主軸作用于被支承物體上，則被支承物體只會發(fā)生轉(zhuǎn)動，而不發(fā)生平動。反之，如果被支承物體在產(chǎn)生轉(zhuǎn)動時還會產(chǎn)生平動，則稱在兩個自由度上產(chǎn)生運動耦合。

如果力平行于彈性主軸并通過彈性中心，懸置只產(chǎn)生平移而不產(chǎn)生角位移。彈性主剛度即是指在彈性主軸方向上的剛度值，通常用KI KII KIII 表示。形狀簡單的懸置很容易根據(jù)它們的對稱性求得彈性主軸和彈性中心，而對于復(fù)雜的就很難求得，甚至不一定存在。要具體情況具體分析。

3.2扭矩軸三點懸置系統(tǒng)布置

Ellwood在1950年撰文總結(jié)1949年美國制造的19款不同載客汽車上動力總成懸置布置的特點時指出：動力總成在波動傾覆力矩激勵下僅繞扭距軸擺動時，說明動力總成的六個剛體模態(tài)中僅被激發(fā)出一個模態(tài)，當(dāng)該階模態(tài)的固有頻率遠低于動力總成怠速時傾覆力矩主諧量的激勵頻率時，可以得到良好的怠速隔振性能，并可將此作為懸置系統(tǒng)的主要設(shè)計要求之一。Ellwood的這種思想是很有指導(dǎo)意義的，1985年Dauld從解耦和優(yōu)化的角度得出了相同的結(jié)論。

為此便有廠家把單個懸置直接布置在扭距軸上，這是扭矩軸三點懸置系統(tǒng)的開始。而扭矩軸三點懸置系統(tǒng)是這種思想最好的體現(xiàn)。

目前,三點式懸置布置方式在轎車、輕型客車等車型上應(yīng)用非常普遍,其優(yōu)點是:易于使每個懸置所承受的靜載與設(shè)計值相符,而不受加工誤差、裝配工藝等的影響;對于發(fā)動機艙空間比較緊湊的轎車等,動力總成懸置安裝位置布置較容易,便于整車總布置設(shè)計。

圖3-3扭矩軸三點懸置系統(tǒng)布置示意圖

扭矩軸三點懸置系統(tǒng)布置的指導(dǎo)思想是將左右兩個懸置布置在扭矩軸上（或盡量靠近扭矩軸的平行線上），并且由這兩個懸置承擔(dān)動力總成的重量。而防扭拉桿（有時退化為襯套）不承受預(yù)載，其用途在于動力總成繞扭矩軸方向的位移控制和隔振。這種布置方式將動力總成繞扭矩軸方向的運動獨立出來，避免或減少了由此運動產(chǎn)生的牽連運動。

扭矩軸三點懸置系統(tǒng)懸置數(shù)目相對較少，三個懸置之間分工明確，力學(xué)模型簡單，可以結(jié)合各工況靈活設(shè)定各懸置系統(tǒng)的各項組合剛度，便于進行動力總成的位移控制及隔振設(shè)計，也容易結(jié)合試驗進行優(yōu)化。例如：動力總成垂直方向的固有頻率只與左右懸置的垂向剛度有關(guān)，而繞扭矩軸方向的固有頻率只與防扭拉桿的剛度有關(guān)，這樣我們就可以十分方便的設(shè)定這兩個對于動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計最為關(guān)鍵的因素。

防扭拉桿工作方向主要為縱向方向,在垂直方向幾乎不承受任何力，因而防扭拉桿使動力總成左右兩個懸置在縱向方向產(chǎn)生力。對于橡膠懸置來說，我們知道懸置的三個主剛度是相互影響的，一個主剛度方向受載，會使其他兩個主剛度的值增加。因而縱向力的增加，會使其在垂直方向的剛度劇增，從而影響懸置系統(tǒng)動態(tài)特性的穩(wěn)健性。

針對這種狀況，我們應(yīng)該在不影響繞扭矩軸方向扭轉(zhuǎn)剛度的條件下盡量減小防扭拉桿所受的縱向力，即：使防扭拉桿在縱向方向上盡量遠離左右懸置連線。

另外一個解決辦法，使動力總成在垂直方向的振動和繞曲軸方向（俯仰）的振動解耦，盡量減小它們之間的牽連運動。

在不可能達到解耦的情況下，為了減小防扭拉桿對左右兩個懸置在垂直方向剛度的影響，一個解決方案是將一個懸置和防扭拉桿做成一體,但是這種結(jié)構(gòu)要求發(fā)動機倉有較大的安裝空間。

3.3V型懸置組系統(tǒng)布置

3.3.1 V型懸置組系統(tǒng)的發(fā)展與應(yīng)用

前文已經(jīng)指出：動力總成在波動傾覆力矩激勵下僅繞扭距軸擺動時，說明動力總成的六個剛體模態(tài)中僅被激發(fā)出一個模態(tài)，當(dāng)該階模態(tài)的固有頻率遠低于動力總成怠速時傾覆力矩主諧量的激勵頻率時，可以得到良好的怠速隔振性能，并可將此作為懸置系統(tǒng)的主要設(shè)計要求之一。為此便有廠家把單個懸置直接布置在扭距軸上，但這種布置不太方便，易與發(fā)動機端面的皮帶輪和風(fēng)扇發(fā)生干涉，而且位置較高，有時必須在車架上安裝專門的托架以支承懸置。為了解決這一矛盾，出現(xiàn)了前懸置或后懸置或前后懸置同時采用V型懸置組的布置方式。懸置做V型布置時可使懸置位置較低，便于和車架連接；又能實現(xiàn)彈性解耦，使動力總成在波動傾覆力矩激勵下繞扭矩軸方向做固有頻率較低的單純傾覆振動，這就是V型懸置組的起源和最初理論依據(jù)。

3.3.2 V型懸置組的特性分析

V形懸置組的功能在于：解除動力總成懸置系統(tǒng)的橫向-側(cè)傾彈性耦合，同時具有較大的橫向剛度和較小的側(cè)傾剛度，以提高橫向穩(wěn)定性、降低側(cè)傾振動的固有頻率；既有利于解除垂向、橫側(cè)傾自由度之間的彈性耦合，又容易調(diào)整其彈性中心；既有利于使動力總成的最低階剛體振動模態(tài)為以側(cè)傾振動為主的模態(tài)，也便于動力總成懸置系統(tǒng)的剛體模態(tài)頻率與其他子系統(tǒng)固有頻率之間的合理匹配，從而獲得良好的綜合隔振性能

大量實例表明，汽車動力總成在曲軸坐標(biāo)系下的慣性積一般都較小，遠小于其轉(zhuǎn)動慣量，因此慣性耦合較弱。加之不存在振動激勵耦合，故利用V形懸置組實現(xiàn)彈性解耦是很有實際意義的。

圖3-4V型懸置組示意圖

OV 為V形懸置組的彈性中心 OiOj分別為左、右懸置的彈性中心

h為懸置到OV的垂向距離，稱為高度 b為距離OiOj的一半，稱為寬度

?為懸置繞主剛度K?與垂向間角度，稱為懸置傾角

圖3-5單個懸置受力分析

對于V形懸置組中的單個懸置，當(dāng)該懸置的彈性中心僅沿橫向有位移Y 時，其沿彈性主軸?、?方向的變形?、?及其所受合力FC的分析如圖3-5所示。顯然，此時有

?????0?90?（3-3）

tan?0?R（3-4）tan?0?根據(jù)這些可推導(dǎo)出公式3-6和3-7

K?cos?（3-5）

K?sin?、圖2-3 六自由度完全解耦布置方案

采用V型對稱布置的支承形式，如果前后懸置的平面和扭矩軸垂直，并且前后懸置的彈性中心均落在扭矩軸線上。則可使動力總成在Y 軸方向的橫向振動、Z 軸方向的垂直振動和繞X 軸方向的扭轉(zhuǎn)振動完全解耦。

圖2-4 懸置系統(tǒng)解耦布置方案

此時前后懸置的設(shè)計參數(shù)應(yīng)滿足式2-4：

a1?Kb1(q1(1?Kq1Kp1Kp1)tan?1（3-6）)tan2?1?1a2?b2(Kq2(1?Kq2Kp2)tan?2（3-7）

Kp2)tan2?2?1式中：a,b 分別為前后懸置點至質(zhì)心的Z,Y 坐標(biāo) ?為懸置元件彈性主軸與Z 軸夾角

KpKq分別為懸置的Z 軸、Y 軸兩個方向的主剛度

注意：公式3-6和3-7是設(shè)計V型懸置組的關(guān)鍵！如果前后懸置在垂直方向的剛度滿足下式：

KZFL?R（3-8）KZRLF則可使動力總成在Y軸方向的扭轉(zhuǎn)振動和Z 軸方向的垂直振動完全解耦。式中

KZF?2(Kp1sin2?1?Kq1cos2?1)KZR?2(Kp2sin2?2?Kq2cos2?2)

LF、LR分別為前后懸置點至動力總成質(zhì)心的x 坐標(biāo)。

在確定前后懸置的位置時，考慮到動力總成在高頻下的彈性彎曲振動，為了減小懸置元件的變形，應(yīng)使懸置點布置在動力總成彎曲振型的節(jié)點上。當(dāng)前懸置的位置確定后，可用撞擊中心理論來確定后懸置的位置，即后懸置應(yīng)盡可能布置在前懸置的共軌點上。這樣可以使前后懸置的沖擊不相互影響，從而達到良好的隔振效果。

第二篇：動力總成方案

低速電動乘用車電氣方案初稿

經(jīng)過前期的調(diào)研和技術(shù)交流我們提出了低速電動乘用車電氣方案，下面重點就電池、電機分類說明各個選型方案的優(yōu)缺點，供大家批評指正。

器）。批量投產(chǎn)后應(yīng)能降低至少10%。詳細說明 電池方案一： 單體電池成組

動力總成的關(guān)鍵在于電池的集成，如何在有限的空間盡可能多的布置電池是提高續(xù)航里程和最高時速的最為有效的途徑。另外，單體電池更加易于均衡和維護，根據(jù)清華大學(xué)相關(guān)專家研究發(fā)現(xiàn)，采用主動均衡的電池組和沒有采用均衡的電池組相比較，可以有效提高循環(huán)壽命達到25%，尤其是在壽命后期仍然能夠具備優(yōu)良的充放電特性。出于以上兩方面的考慮，采用單體電池組成電池組是可行的。

當(dāng)然單體電池成組也有不利的一面，從均衡和監(jiān)控電路的增加到連接線纜的增加都會提高成本。下面就具體介紹單體電池成組方案：

為便于成組及比較，暫定32塊單體電池成組。

價格低廉。按照清華大學(xué)專家建議，綜合考慮成本和均衡作用的因素，采用兩塊單體電池串聯(lián)在一起作為一個均衡監(jiān)控單元，共16路約需2000元；

線纜費用：按2C放電需配用70 ㎜2多股軟銅線，需用大約15米，含軟管費用約400元，64只紫銅線鼻子約200元，按一料半工計算工費約300元，合計約900元。

此外單體電池為非免維護型，比12度大塊電池重量增加24㎏，體積增加17升，需定期維護。

電池方案一總價約12500元 電池方案二： 小塊電池成組

盡管沒有了單體電池在均衡方面的優(yōu)勢，但是在方便布置方面，小塊電池仍然有著大塊電池?zé)o可比擬的優(yōu)勢，甚至優(yōu)于單體電池。此外由于在電動自行車上的大量應(yīng)用，總體成本

排1米約50元，70㎜2多股軟銅線2米加10只紫銅線鼻子約100元，加工費約350元，合計約1,100元。

相信通過合理安排空間布置，應(yīng)該能夠布置下更多的小塊電池，爭取達到14.4度儲能。電池數(shù)量多，提高了電池不均衡的風(fēng)險，接線復(fù)雜，故障點大為增加，維修困難。

我們確定在此方案中應(yīng)用24路管理系統(tǒng)（約3000元）起到均衡和監(jiān)控作用。盡管由于12V20AH電池是由6塊單體電池組成，均衡作用受到了限制，但對比所帶來的電池組性能的提高我們認為是值得的。

電池方案二總價約11300元

70㎜2多股軟銅線6米約150元，紫銅線鼻子28只約100元 電池方案三總價9990元

綜合以上電池成組方案我們認為，單體電池由于目前市場上不是動力電池主流，難以配套免維護封裝電池，盡管均衡作用最為理想但性價比不高?？紤]到合理布置的巨大優(yōu)勢我們傾向于小塊電池成組也就是電池方案二。

當(dāng)然如果能夠找到免維護動力單體電池，能量價格比不高于，體積能量比和重量能量比均不低于目前市場上主流動力電池，考慮到均衡作用能夠帶來電池壽命的顯著延長，兼顧到相對較小的體積有利于空間布置，我們首選的還是電池方案一。電機方案一

配套減速箱廠家：錦州漢拿公司。價格2000元 配套控制器：東風(fēng)電機廠，價格3200元。電機減速機和控制器總價格：8200元 主要技術(shù)參數(shù)如下： DC48V-86.4V 最大電流300A

工作溫度-40℃到55℃ 冷卻方式：自然風(fēng)冷

東風(fēng)電機廠開發(fā)的系列電動車專用異步電動機是國家863項目，老牌企業(yè)技術(shù)積淀深厚，電機在自然風(fēng)冷條件下可耐180℃高溫，可靠性高，潑皮耐用，沒有同步電機失步需斷電重啟的問題，比永磁同步電機和直流無刷電機更能夠適應(yīng)惡劣條件下正常工作的需要。綜合考慮性價比我們傾向于東風(fēng)電機方案，也就是電機方案一。

電機方案二：

目前使用微特力電機的廠家有：眾泰，新能，金杯。配套減速箱由微特力公司推薦廠家約2000元。配套控制器：深圳匯川控制器，價格3200元。電機和控制器總價格：7100元 主要技術(shù)參數(shù)如下：

由于峰值功率的限制，峰值轉(zhuǎn)矩出現(xiàn)在955轉(zhuǎn)左右，爬坡速度較低。

電機方案三

永磁同步電機和控制器

電機和控制器使用的是大洋新動力的產(chǎn)品(價格1萬元)主要性能參數(shù)：

系統(tǒng)電壓可以根據(jù)需要調(diào)整到60-96VDC范圍內(nèi)，最高轉(zhuǎn)矩出現(xiàn)在轉(zhuǎn)速1790附近。減速箱由用戶自配約2000元 合計約12000元

永磁同步電機廣泛應(yīng)用于數(shù)控機床等速度跟隨性較高的場合，電動車市場剛剛興起時，出于對節(jié)電的考慮，大多數(shù)廠家選擇了比異步感應(yīng)電動機效率高得多的永磁電動機。但隨著變頻技術(shù)的發(fā)展特別是矢量控制技術(shù)的成熟應(yīng)用，已經(jīng)可以有效提高感應(yīng)電動機的運行效率，永磁同步電機在效率上的優(yōu)勢已不明顯，精密的速度跟隨性在電動車的應(yīng)用上并不重要，而感應(yīng)電動機簡單的結(jié)構(gòu)所帶來的高可靠性和高性價比已被越來越多的電動車廠家所青睞，可以預(yù)見，電動車電機

不遠的將來必將是異步感應(yīng)電動機占據(jù)主流地位。

整車控制器

為優(yōu)化設(shè)計，有效提高續(xù)航里程和爬坡能力，我們建議應(yīng)用整車控制器。

其一：清華大學(xué)紫荊學(xué)院的鉛酸電池管理系統(tǒng)需要和整車控制器建立通訊才能發(fā)揮出全部作用。

其二：相對于內(nèi)燃機車，電動車天然具備再生能量制動功能，在剎車策略中，驅(qū)動輪電機發(fā)電制動力矩和液壓制動力矩同時起作用，總的制動力矩為二者的總和，再生能量回饋有利于節(jié)省能量，提高續(xù)航里程。但需要整車控制器控制再生能量的利用。

其三：整車控制器還可以優(yōu)化駕駛策略，大大簡化電氣接線方案，有效節(jié)省線纜費用，提高電動車的可靠性，易維護性。

天津清源16位整車控制器價格約2000元。樣機大約3000-4000元（含一次性開發(fā)費）。其他配置6150元.充電機

杭州鐵城充電機80V-30A, 價格1600元左右.DC-DC

英博爾DC-DC600W350元.儀表盤

合肥協(xié)力QZB152EV 1000元.冷暖空調(diào)

浙江精磊3200元

2013常樂 黃鵬舉

年12月13日星期五

第三篇：動力總成控制系統(tǒng)算法開發(fā)工程師

一、公司簡介

意昂神州（北京）科技有限公司是一家中美合資、專業(yè)從事汽車電子、電控技術(shù)的高科技公司。公司成立于2003年，總部設(shè)在北京，在上海設(shè)有分公司，并在美國底特律市設(shè)有技術(shù)研發(fā)中心。2007年6月與德國著名汽車電子技術(shù)公司IAV GmbH在北京合資成立“IAV意昂動力總成技術(shù)中心”。

業(yè)務(wù)領(lǐng)域

車載網(wǎng)絡(luò)

汽車電子已成為當(dāng)今汽車工業(yè)迅猛發(fā)展與技術(shù)進步的主旋律。各種車載ECU的數(shù)目正在逐步上升。許多豪華轎車車載ECU已達五十之多，甚至數(shù)百個。此外，這些ECU之間還需通過CAN/J1850/LIN/KWP2000等各種協(xié)議進行通訊，形成拓撲結(jié)構(gòu)復(fù)雜的車載網(wǎng)絡(luò)。這種復(fù)雜的新興技術(shù)給許多汽車廠商帶來了巨大的挑戰(zhàn)和機會。通過和歐美公司的技術(shù)合作與自身的發(fā)展，我們已在該技術(shù)領(lǐng)域建立堅實的研發(fā)力量。動力總成控制系統(tǒng)

動力總成系統(tǒng)（發(fā)動機、變速箱和傳動系統(tǒng)）是汽車的核心。發(fā)動機的動能，尾氣排放，燃油經(jīng)濟性，自動變速箱的換檔舒適性等均離不開先進的ECU電子控制系統(tǒng)。這類電子控制系統(tǒng)的開發(fā)流程復(fù)雜，需要豐富的汽車電子工程經(jīng)驗。幾年來，我公司通過與國內(nèi)外主機廠商的合作和技術(shù)服務(wù)，積累了大量的專業(yè)經(jīng)驗，建立了一只強大的技術(shù)隊伍。技術(shù)產(chǎn)品

意昂科技致力于為中國汽車工業(yè)提供高性價比的汽車電子電控產(chǎn)品與技術(shù)。我們的產(chǎn)品技術(shù)涵蓋：汽油發(fā)動機ECU電控系統(tǒng)，柴油機高壓共軌ECU電控系統(tǒng)，CNG單燃料發(fā)動機電控系統(tǒng)，車內(nèi)網(wǎng)絡(luò)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計，車輛電氣系統(tǒng)，AMT自動變速箱電控系統(tǒng)等。開發(fā)工具

“工欲善其事，必先利其器”，意昂科技也同時為國內(nèi)的汽車廠商提供世界先進的發(fā)動機控制系統(tǒng)開發(fā)工具和技術(shù)支持。這些開發(fā)工具產(chǎn)品包括：發(fā)動機控制策略快速開發(fā)平臺，發(fā)動機ECU匹配標(biāo)定系統(tǒng)工具，OBD標(biāo)定設(shè)備，各種總線協(xié)議（CAN/LIN/KWP2000等）測試工具，柴油發(fā)動機電控系統(tǒng)開發(fā)與測試工具等。

二、職位需求

1.動力總成控制系統(tǒng)算法開發(fā)工程師

職位描述/要求

主要負責(zé)動力總成控制系統(tǒng)算法開發(fā)設(shè)計(internal combustion, hybrid or fuel cell)。工作職責(zé)描述

1.2.3.4.5.6.編寫控制系統(tǒng)設(shè)計規(guī)劃書

設(shè)計控制系統(tǒng)中各子系統(tǒng)的控制算法

使用MATLAB(Simulink, Stateflow Coder, and Real Time Workshop Coder)建模和實現(xiàn)動力總成控制系統(tǒng)，完成控制算法設(shè)計和代碼生成，并進行在線和離線仿真和試驗

開發(fā)動力總成控制器與其它車輛系統(tǒng)的CAN總線通信 撰寫控制策略說明書、測試報告 編寫測試指導(dǎo)書、標(biāo)定指導(dǎo)書

職位要求

1.2.3.4.5.6.自動化控制、電子信息、內(nèi)燃機、車輛工程等相關(guān)專業(yè)，本科或研究生 英語四/六級，可適應(yīng)英語工作環(huán)境

能夠熟練使用Matlab/Simulink/Stateflow/RTW及C/C++編程語言進行控制策略開發(fā)者優(yōu)先

對電子控制系統(tǒng)的開發(fā)流程有深入的認識，并且熟悉電控單元軟硬件結(jié)構(gòu) 勇于接受挑戰(zhàn)，善于學(xué)習(xí)新技術(shù)

有良好的溝通能力、團隊合作能力、獨立工作能力及嚴(yán)謹(jǐn)?shù)臅r間觀念 工作地點：北京、上海

2.動力總成控制系統(tǒng)高級開發(fā)工程師

職位描述/要求

主要負責(zé)動力總成控制系統(tǒng)策略算法開發(fā)及實現(xiàn)(internal combustion, hybrid or fuel cell)。工作職責(zé)描述

1.2.3.4.5.6.7.8.與主機廠客戶深入交流，與本公司的相關(guān)部門緊密合作，根據(jù)客戶和市場的需求，明確定義相關(guān)的開發(fā)目標(biāo)

從系統(tǒng)級的角度提出相關(guān)的解決方案和控制策略，并組織相應(yīng)的概念討論 使用MATLAB(Simulink, Stateflow Coder, and Real Time Workshop Coder)結(jié)合快速原型開發(fā)平臺進行動力總成控制系統(tǒng)建模和實現(xiàn)，完成控制策略設(shè)計和代碼生成，并進行在線/離線仿真和試驗 開發(fā)動力總成控制器與其它車輛系統(tǒng)的CAN總線通信 在臺架環(huán)境和實際車輛上進行測試，驗證相關(guān)的解決方案 發(fā)布和支持動力總成控制系統(tǒng)軟件 撰寫控制策略說明書、測試報告 編寫測試指導(dǎo)書、標(biāo)定指導(dǎo)書

職位要求

1.2.3.4.5.6.7.8.9.自動化控制、電子信息、內(nèi)燃機、車輛工程等相關(guān)專業(yè)，本科或研究生 英語四/六級，可適應(yīng)英語工作環(huán)境

了解Model-Based的軟件設(shè)計和控制系統(tǒng)開發(fā)方法，能夠熟練使用Matlab/Simulink/Stateflow/RTW進行控制策略開發(fā)

對電子控制系統(tǒng)的開發(fā)流程有深入的認識，并且熟悉傳感器，執(zhí)行器和電控單元軟硬件結(jié)構(gòu)

熟悉dSPACE Autobox, MotoTron, PC Target及其它快速原型開發(fā)平臺者優(yōu)先

具有良好的系統(tǒng)級思考能力

具有出色的動手能力，問題分析能力和解決技巧

具有良好的溝通能力、團隊合作能力、獨立工作能力及嚴(yán)謹(jǐn)?shù)臅r間觀念 能夠適應(yīng)一定程度的出差 工作地點：北京、上海

3.動力總成標(biāo)定工程師

職位描述/要求

主要負責(zé)動力總成控制系統(tǒng)標(biāo)定及試驗。工作職責(zé)描述

1.2.3.4.5.進行動力總成控制系統(tǒng)的系統(tǒng)搭建及傳感器、執(zhí)行器連接調(diào)試

標(biāo)定動力總成控制系統(tǒng)以滿足客戶的關(guān)于排放、燃油經(jīng)濟性、駕駛性、診斷等性能指標(biāo)

設(shè)計系統(tǒng)驗證計劃和報告，并進行系統(tǒng)的驗證試驗（排放和性能）為客戶和其他部門工程師提供關(guān)于發(fā)動機方面的技術(shù)支持 編輯并發(fā)布最終標(biāo)定結(jié)果，提供階段性的開發(fā)報告

職位要求

1.2.3.4.5.6.7.8.9.內(nèi)燃機、車輛工程、機械工程、自動化控制、電子信息等相關(guān)專業(yè)，本科或研究生

英語四/六級，可適應(yīng)英語工作環(huán)境

熟悉動力總成系統(tǒng)的理論模型及其基本控制方案

了解歐III/IV排放標(biāo)準(zhǔn)和歐洲在線故障診斷（EOBD）

熟悉發(fā)動機管理系統(tǒng)標(biāo)定過程、程序和標(biāo)定工具（ETAS INCA, ATI VISION, Vector CANape）

了解發(fā)動機管理系統(tǒng)中的傳感器、節(jié)氣門體、噴油器、發(fā)動機控制單元和軟件控制策略，并能夠操作使用發(fā)動機臺架 能夠適應(yīng)一定程度的出差

具有出色的動手能力、問題分析能力和解決技巧

具有良好的溝通能力、團隊合作能力、獨立工作能力及嚴(yán)謹(jǐn)?shù)臅r間觀念

工作地點：北京、上海

4.AMT項目經(jīng)理

職位要求

1.車輛工程、機械工程、自動化控制、電子信息等相關(guān)專業(yè)，本科或研究生 2.3.4.5.6.7.8.9.英語四/六級，能適應(yīng)英語工作環(huán)境 熟悉汽車嵌入式系統(tǒng)工作原理

具有AMT機械式自動變速箱電控系統(tǒng)開發(fā)經(jīng)驗和技術(shù)背景 熟悉液壓系統(tǒng)工作原理

熟悉Matlab/Simulink編程環(huán)境

熟悉C語言編程，具有實際編程經(jīng)驗 具有較強的項目管理能力和商務(wù)溝通能力

身體素質(zhì)良好，性格開朗，能夠承受較高工作壓力

工作地點：北京

5.嵌入式軟件工程師

工作職責(zé)

汽車電子嵌入式軟件產(chǎn)品底層軟件開發(fā) 2.負責(zé)汽車電控單元軟件設(shè)計、開發(fā)和測試 1.職位要求

1.2.3.4.5.6.7.8.汽車工程、電子、自動化控制等相關(guān)專業(yè)，本科或研究生

能夠熟練使用C語言，匯編語言編程，能夠熟練進行嵌入式系統(tǒng)的分析、設(shè)計、編碼和調(diào)試

具有8，或16，或32位單片機（PIC、ST、Freescale）開發(fā)經(jīng)驗 熟悉嵌入式軟件開發(fā)流程，并具有一定的相關(guān)硬件知識 具有汽車電子產(chǎn)品軟件代碼編程經(jīng)驗者優(yōu)先 熟悉Matlab，Simulink等工程軟件者優(yōu)先

熟悉車輛總線網(wǎng)絡(luò)知識（如CAN，LIN，F(xiàn)lexry總線）者優(yōu)先 有良好的團隊合作能力，善于溝通，工作認真負責(zé)，樂觀進取

工作地點：北京、上海

6.系統(tǒng)分析架構(gòu)師

崗位職責(zé)

負責(zé)汽車行業(yè)系統(tǒng)軟件架構(gòu)設(shè)計、開發(fā)和集成 2.負責(zé)系統(tǒng)市場信息需求調(diào)查 3.負責(zé)工作相關(guān)文檔管理 1.任職要求

汽車工程、電子、自動化控制、計算機應(yīng)用等相關(guān)專業(yè)，本科或研究生 2.C和C++基礎(chǔ)扎實，深刻理解面向?qū)ο笏枷?，精通UML語言，較強的分析設(shè)計能力、溝通能力、表達能力和文檔能力。

3.精通數(shù)據(jù)結(jié)構(gòu)、算法，精通Windows等操作系統(tǒng)，熟悉數(shù)據(jù)庫，熟悉net架構(gòu)。1.工作地點：北京

7.嵌入式硬件開發(fā)工程師

崗位職責(zé)

汽車電子嵌入式硬件開發(fā)

2.負責(zé)汽車電控單元硬件設(shè)計、開發(fā)和測試 1.任職要求

1.2.3.4.5.6.汽車工程、電子、自動化控制等相關(guān)專業(yè)，本科或研究生 熟悉嵌入式系統(tǒng)開發(fā)流程，精通硬件電路設(shè)計、調(diào)試 熟練使用ORCAD,POWERPCB,PROTEL等EDA軟件

具有8，或16，或32位單片機（PIC、ST、Freescale）開發(fā)經(jīng)驗 熟悉車輛總線網(wǎng)絡(luò)知識（如CAN，LIN，F(xiàn)lexry總線）者優(yōu)先 有良好的團隊合作能力，善于溝通，工作認真負責(zé)，樂觀進取

工作地點：北京

8.軟件工程師

崗位職責(zé)

負責(zé)汽車行業(yè)系統(tǒng)軟件開發(fā)和集成

2.負責(zé)數(shù)據(jù)庫系統(tǒng)前臺、后臺的設(shè)計和開發(fā) 3.負責(zé)工作相關(guān)資料歸檔 1.任職要求

1.計算機相關(guān)專業(yè)，本科或研究生 2.3.4.5.6.具有良好面向?qū)ο?、面向過程思想，編碼邏輯清晰

熟悉Oracle, SQLSERVER數(shù)據(jù)庫操作和PL/SQL語言，有數(shù)據(jù)庫方面的實際項目經(jīng)驗

至少精通VC, C# 等一種編程語言

熟練掌握軟件工程的規(guī)范要求，具備良好的溝通能力

有良好的團隊合作能力，善于溝通；思維嚴(yán)謹(jǐn)，技術(shù)架構(gòu)的洞察力及把握能力強

工作地點：北京

9.技術(shù)應(yīng)用工程師

崗位職責(zé)

主要負責(zé)為客戶提供產(chǎn)品的售前、技術(shù)支持和客戶培訓(xùn) 2.引導(dǎo)客戶在工程問題中采用我們提供的解決方案

3.負責(zé)維護客戶關(guān)系，分析客戶問題，為客戶提供最好的解決方案 4.參加產(chǎn)品測試和驗證過程，提出合理化市場建議 1.任職要求

1.2.3.4.5.6.自動化控制、電子信息、發(fā)動機、車輛工程等相關(guān)專業(yè)，本科或研究生 英語四 / 六級，可適應(yīng)英語工作環(huán)境 熟悉汽車電子軟硬件設(shè)計者優(yōu)先

具有良好的客戶溝通能力，能夠通過客戶的問題，分析出客戶的潛在需求 具有Matlab/Simulink的使用經(jīng)驗，熟悉Matlab, Simulink, Real-Time Workshop, Real-Time Workshop Embedded Coder, Stateflow and Stateflow coder或者車內(nèi)總線設(shè)計等；對電子控制系統(tǒng)的開發(fā)流程有深入的認識，熟悉軟硬件結(jié)構(gòu) 能夠經(jīng)常出差

工作地點：北京

10.大客戶經(jīng)理

崗位職責(zé)

負責(zé)開拓大客戶市場，同時與有關(guān)的合作單位保持良好合作關(guān)系 2.協(xié)調(diào)大客戶銷售和分期銷售日常各項業(yè)務(wù)，執(zhí)行公司銷售政策 3.負責(zé)維護銷售渠道和客戶資料整理 1.任職要求

自動化控制、電子信息、發(fā)動機、車輛工程等相關(guān)專業(yè)，本科或研究生 2.具有良好的英語應(yīng)用能力

3.高度的工作熱情，良好的團隊合作精神 4.能夠經(jīng)常出差 1.工作地點：北京

11.車載網(wǎng)絡(luò)總線（CAN總線）工程師

職位要求

1.2.3.4.5.6.7.8.9.汽車工程、自動控制、通訊工程、計算機應(yīng)用、發(fā)動機相關(guān)專業(yè)，本科或研究生

英語四/六級以上，可適應(yīng)英語工作環(huán)境 熟悉CAN總線通訊協(xié)議

熟悉汽車嵌入式系統(tǒng)工作原理

熟悉C語言編程，具有實際編程經(jīng)驗 熟悉有關(guān)微處理器

身體素質(zhì)良好，性格開朗，有較強的溝通能力，能夠承受較高工作壓力 熟悉Matlab/Simulink編程環(huán)境者優(yōu)先 有汽車行業(yè)工作背景者優(yōu)先

工作地點：北京

12.AMT自動變速箱技術(shù)工程師

職位要求

1.2.3.4.5.6.7.8.9.車輛工程、機械工程、自動化控制、電子信息等相關(guān)專業(yè)，本科或研究生 英語四/六級，能適應(yīng)英語工作環(huán)境 熟悉汽車嵌入式系統(tǒng)工作原理

具有AMT機械式自動變速箱電控系統(tǒng)開發(fā)經(jīng)驗和技術(shù)背景 熟悉液壓系統(tǒng)工作原理或電機驅(qū)動系統(tǒng)工作原理 熟悉C語言編程，具有實際編程經(jīng)驗

身體素質(zhì)良好，性格開朗，能夠承受較高工作壓力 熟悉Matlab/Simulink編程環(huán)境者優(yōu)先 有汽車行業(yè)工作背景者優(yōu)先 工作地點：北京

第四篇：上海通用東岳汽車動力總成有限公司簡介

上海通用東岳汽車動力總成有限公司

上海通用東岳汽車動力總成有限公司是通用汽車中國公司在華重組成立的新合資公司，位于山東省煙臺市。上海通用東岳汽車有限公司是上海通用汽車有限公司、上汽集團和通用汽車（中國）分別出資 50 ％、25 ％、25 ％，對原煙臺車身有限公司兼并重組建成而成，是上海通用汽車有限公司繼浦東金橋之后的第二個生產(chǎn)基地。

一、企業(yè)簡介

根據(jù)上海汽車工業(yè)（集團）總公司、通用汽車中國公司與兩者的合資企業(yè)上海通用汽車有限公司三方于2004年3月簽署的股權(quán)轉(zhuǎn)讓協(xié)議，在重組后的新公司--上海通用東岳汽車動力總成有限公司中，上汽集團、通用汽車中國公司各占25%的股份，上海通用占50%的股份。

上海通用東岳汽車動力總成有限公司前身為一汽大宇汽車發(fā)動機有限公司，由大宇公司、大宇重工業(yè)有限公司與中國第一汽車集團公司、山東省汽車總公司于1996年8月成立。1998年12月，大宇公司、大宇重工業(yè)有限公司將其所持有的一汽大宇發(fā)動機有限公司的50%股份轉(zhuǎn)讓給大宇汽車有限公司；2002年8月，中國第一汽車集團公司、山東省汽車總公司將其所持有的一汽大宇發(fā)動機有限公司的50%股份轉(zhuǎn)讓給山東國際信托投資公司。同時，公司更名為山東大宇汽車發(fā)動機有限公司。1996年8月，公司開始進入生產(chǎn)發(fā)動機、變速箱和其他零部件，1997年停產(chǎn)。上海通用東岳汽車動力總成有限公司占地面積455,700平方米，年生產(chǎn)能力為三班300,000臺發(fā)動機。它將為通用汽車及上汽集團在中國的合資公司提供配套。

二、企業(yè)歷史

上海通用東岳汽車動力總成有限公司前身為一汽大宇汽車

發(fā)動機有限公司，由大宇公司、大宇重工業(yè)有限公司與中國第一汽車集團公司、山東省汽車總公司于1996年成立。但是在1999年，受韓國大宇公司破產(chǎn)的影響，一汽大宇汽車發(fā)動機有限公司也宣告停產(chǎn)。在2004年3月，上汽集團、通用中國和上海通用分別出巨資對其進行重組。上汽通用入主后增資技改，對其原有發(fā)動機生產(chǎn)線進行全線改造與技術(shù)升級。

2005年6月3日，隨著陣陣震天鼓聲，位于山東煙臺的上海通用東岳動力總成有限公司正式投入生產(chǎn)。由此，上海通用東岳動力總成由項目建設(shè)階段順利轉(zhuǎn)入正式生產(chǎn)階段。這將為上海通用汽車的高速發(fā)展注入強勁動力，為其多品牌戰(zhàn)略順利實施再添堅實保障。

山東省政府、煙臺市政府及上汽股份、通用汽車、上海通用汽車有關(guān)領(lǐng)導(dǎo)出席了投產(chǎn)儀式。上海通用東岳動力總成的正式投產(chǎn)使得沉寂4年、山東省投資最大的企業(yè)資產(chǎn)再次盤活，這標(biāo)志著經(jīng)國家批準(zhǔn)的上汽集團、通用汽車、上海通用汽車與山東省的汽車發(fā)動機合作項目已全面完成，由此形成了山東省、煙臺市新的經(jīng)濟增長點,體現(xiàn)了重大的社會效益。

2004年3月，上海汽車工業(yè)(集團)總公司、通用汽車中國公司和上海通用汽車有限公司分別出資25%、25%、50%、，對原山東大宇發(fā)動機廠進行重組。2004年6月，上海通用東岳動力總成有限公司正式注冊成立。

成立后僅一年時間內(nèi)，上海通用東岳動力總成成功復(fù)制并延伸了上海通用汽車金橋基地的管理、生產(chǎn)及質(zhì)量體系，完成了機構(gòu)建設(shè)、人員重組、設(shè)備和基礎(chǔ)設(shè)施的整修以及生產(chǎn)線的改造和升級，并提前兩個月，于2005年6月正式投產(chǎn)。至此，上海通用汽車的小排量產(chǎn)品發(fā)動機將全部由東岳動力總成生產(chǎn)基地生產(chǎn)。上海通用汽車就此擁有浦東金橋動力總成和煙臺東岳動力總

成兩大動力總成生產(chǎn)基地，成為國內(nèi)最大的動力總成生產(chǎn)企業(yè)。作為上海通用汽車的第二個動力總成生產(chǎn)基地，上海通用東岳動力總成有限公司的產(chǎn)品規(guī)劃、生產(chǎn)制造、零部件采購、信息系統(tǒng)、質(zhì)量體系和人力資源管理等方面全部納入上海通用汽車的管理體系。

投產(chǎn)初期，上海通用東岳動力總成將生產(chǎn)全新一代1.6LDOCH發(fā)動機和1.6LSOCH 發(fā)動機，為別克凱越和雪佛蘭新賽歐配套。今后將根據(jù)上海通用汽車的產(chǎn)品規(guī)劃，完成不同排量發(fā)動機的生產(chǎn)。

目前，上海通用汽車現(xiàn)已完成了包括浦東金橋南廠、金橋北廠、煙臺東岳汽車和沈陽北盛汽車在內(nèi)的四大整車生產(chǎn)廠和浦東金橋動力總成、煙臺東岳動力總成兩大動力總成的生產(chǎn)建設(shè)布局。上海東岳動力總成有限公司的正式投產(chǎn)，使上海通用汽車年發(fā)動機產(chǎn)能大幅提升，為上海通用汽車的快速發(fā)展注入了強勁動力，為實現(xiàn)上海通用汽車的國內(nèi)領(lǐng)先，并具有國際競爭力的汽車公司目標(biāo)奠定了堅實基礎(chǔ)。

三、公司規(guī)模

公司位于山東煙臺經(jīng)濟技術(shù)開發(fā)區(qū)，于2003 年2 月10日注冊成立，一期規(guī)劃占地 52 萬平方米，建筑面積20.07萬平方米，規(guī)劃具備沖壓、車身、油漆、總裝四大工藝生產(chǎn)能力，生產(chǎn)綱領(lǐng)為兩班10 萬輛，同時預(yù)留發(fā)展到30萬輛轎車的能力。作為上海通用乃至上汽集團和通用汽車在中國的汽車發(fā)展戰(zhàn)略中至為重要的組成部分，上海通用東岳汽車有限公司將建成一個精益化、柔性化、模塊化、敏捷化的能生產(chǎn)出高質(zhì)量產(chǎn)品的工廠，沿用上海通用汽車的柔性化精益生產(chǎn)管理體系，在產(chǎn)品規(guī)劃、生產(chǎn)制造、零部件采購、營銷網(wǎng)絡(luò)、信息、質(zhì)量體系和人力資源管理等方面與上海通用汽車資源共享、實行一體化管理。

上海通用東岳汽車有限公司秉承了上海通用汽車世界一流的質(zhì)量體系，從項目建設(shè)開始就啟動了質(zhì)量體系的建設(shè)和運行。公司已先后獲得了由挪威船級社 DNV 和上海質(zhì)量體系審核中心 SAC 聯(lián)合進行的 ISO9001 質(zhì)量體系認證、挪威船級社 DNV 進行的 ISO14001 環(huán)境管理體系及 OHSAS18001 職業(yè)安全和健康管

理體系認證、國家質(zhì)檢總局組織的 3C 認證以及國家環(huán)?？偩纸M織的低污染排放小汽車生產(chǎn)一致性審查.從而在體系上為制造出高品質(zhì)的產(chǎn)品打下了堅實的基礎(chǔ)。

作為上海通用汽車有限公司三大品牌之一的雪佛蘭轎車生產(chǎn)基地，上海通用東岳汽車有限公司目前主要生產(chǎn)雪佛蘭景程與雪佛蘭賽歐兩個平臺共計 8 款車型，能夠分別滿足不同用戶群體的個性需求。今后，按照上海通用汽車有限公司的統(tǒng)一規(guī)劃，上海通用東岳汽車有限公司還將根據(jù)市場發(fā)展的需求，不斷向市場推出滿足客戶需求的高品質(zhì)的產(chǎn)品。

四、企業(yè)理念

上海通用東岳汽車有限公司成立于2003年，是上海通用汽車雪佛蘭整車產(chǎn)品的生產(chǎn)制造基地，產(chǎn)品包括雪佛蘭景程等20多種車型。目前的生產(chǎn)能力為每小時40輛，至今已累計生產(chǎn)轎車33萬輛，實現(xiàn)銷售收入200多億元，成為煙臺市納稅大戶，先后榮獲全國模范職工之家、山東省4星級勞動關(guān)系和諧企業(yè)、山東省富民興魯勞動獎狀等榮譽稱號。

在創(chuàng)建勞動關(guān)系和諧企業(yè)活動中，公司把重點放在公司與員工的溝通上，公司工會條線銜接行政主管部門，將涉及勞動關(guān)系的所有工作原原本本地與員工溝通，使員工們有了系統(tǒng)、全面、深入的了解。對員工比較敏感的工資調(diào)整和綜合計時工資制實施工作，工會把工作做在前面。由工會牽頭召開各層次座談會，解釋政策，開通咨詢答疑專線電話，有針對性地加強溝通、化解矛盾，保證了調(diào)資工作的平穩(wěn)進行。公司開展了“五必談、五必訪”活動，在員工有過激言行、情緒不安、情緒低落、情緒倒退、病態(tài)固執(zhí)等5種情況下，指派黨工團人員對員工進行訪談，化解思想疙瘩；在員工獲得先進個人稱號以及員工因病住院、直系親屬病重、情緒波動、家庭突發(fā)災(zāi)難時，進行家訪，拉近與員工的距離。暑期為一線員工開展了專項“送清涼”活動。

工會圍繞中心任務(wù)，開展了“雙增雙?！眲趧痈傎?，各會分

會也緊貼實際開展了150多項主題活動，都取得了非常好的效果。為有針對性地開展行車安全整治工作，工會組織開展了千名員工行車安全倡議活動，編排了以安全行車為主題的小品，為員工家屬寄送了一封信，用溫馨的語言提醒員工家屬共同關(guān)注員工的出行安全，增強了員工的行車安全意識。通過建設(shè)以“企業(yè)愿景”、“核心價值觀”、“4S合作理念”為主要內(nèi)容的企業(yè)文化，加深員工對企業(yè)的認同感，增強了企業(yè)的凝聚力。

五、企業(yè)產(chǎn)品

上海通用東岳動力總成成功復(fù)制并延伸了上海通用汽車金橋基地的管理、生產(chǎn)及質(zhì)量體系，投產(chǎn)初期，上海通用東岳動力總成將生產(chǎn)全新一代1.6LDOCH發(fā)動機和1.6LSOCH發(fā)動機，為別克凱越和雪佛蘭新賽歐配套。今后將根據(jù)上海通用汽車的產(chǎn)品規(guī)劃，完成不同排量發(fā)動機的生產(chǎn)。2008年1月，通用汽車公司開始在上海通用汽車有限公司批量生產(chǎn)前驅(qū)的六速自動變速箱。這款新國產(chǎn)的變速器在上海通用東岳動力總成有限公司生產(chǎn)。上汽集團說，東岳動力新投產(chǎn)的變速箱項目，目前年產(chǎn)能力為30萬臺，并計劃最終擴產(chǎn)到60萬臺。

在自動變速箱方面，上海通用過去在中國生產(chǎn)一款四速自動變速箱以配套其在華生產(chǎn)的汽車。上海通用說最新投產(chǎn)的六速自動變速箱具備手動模式，是“第一款也是唯一一款國產(chǎn)六速手自一體變速箱”。據(jù)上海通用表示，該高端變速箱會首先配臵在別克品牌的08款君越轎車上。該公司還表示這些變速箱部分將出口至歐美。上汽集團說該六速自動變速器的批量生產(chǎn)，不僅提升了上海通用產(chǎn)品的競爭力，也為上海通用的多品牌、全系列產(chǎn)品戰(zhàn)略提供有力支撐。

CSMWorldwide大中華區(qū)動力系統(tǒng)預(yù)測主管趙俊華認為，通用汽車選擇了一個正確的時間開始在中國生產(chǎn)高技術(shù)含量的自動變速箱，因為國際汽車生產(chǎn)商過去主要依靠先進的發(fā)動機技術(shù)，作為其產(chǎn)品在中國市場的賣點，但隨著發(fā)動機技術(shù)競爭的白

熱化，競爭已經(jīng)轉(zhuǎn)向了變速箱領(lǐng)域。"比如汽油直噴、渦輪增加以及其他發(fā)動機技術(shù)，這些技術(shù)在中國市場已經(jīng)已經(jīng)不再是新東西了，汽車制造商需要開始著眼于變速箱技術(shù)了，”趙俊華說。實際上，通用汽車不會是唯一一個在華生產(chǎn)高端變速箱的汽車制造商。大眾汽車公司和日產(chǎn)汽車公司目前也在籌備在化生產(chǎn)高技術(shù)含量的變速箱產(chǎn)品。大眾汽車目前從日本愛信購買“Tiptronic”六速自動變速箱，以供應(yīng)其在中國生產(chǎn)的部分車型，但該公司正在籌備在華生產(chǎn)其先進的七速雙離合器變速箱（DSG）。

第五篇：CATARC混合動力總成簡介(CATARC Hybrid System, CHS)

節(jié)能與新能源汽車已經(jīng)呈現(xiàn)以油電混合動力汽車和插電式混合動力汽車為主導(dǎo)的格局，而油電混合動力汽車和插電式混合動力汽車又以性能優(yōu)越的深度混聯(lián)結(jié)構(gòu)為主流。隨著油耗標(biāo)準(zhǔn)越來越嚴(yán)，油價越來越高，今后的大多數(shù)車型都將走上混合動力這條路，這是傳統(tǒng)汽車發(fā)展的自然選擇。縱觀國際混合動力汽車產(chǎn)品結(jié)構(gòu)和技術(shù)，高電壓、高轉(zhuǎn)速、集成化、深度混聯(lián)是明顯的發(fā)展趨勢。多年來，缺乏性能優(yōu)良的動力耦合執(zhí)行機構(gòu)及相應(yīng)的控制技術(shù)一直是困擾我國深度混聯(lián)混合動力汽車發(fā)展的技術(shù)瓶頸，這個問題得不到解決，我國混合動力汽車也會面臨被跨國公司壟斷核心技術(shù)的危險。

中國汽車技術(shù)研究中心（China Automotive Technology & Research Center，簡稱CATARC）歷時八年，終于研制出新型混合動力總成系列化產(chǎn)品。

中國汽車技術(shù)研究中心（China Automotive Technology & Research Center，簡稱CATARC）正是針對這一長期困擾行業(yè)的關(guān)鍵共性問題，歷時八年，終于研制出新型混合動力總成系列化產(chǎn)品——CATARC混合動力總成（CATARC Hybrid System,簡稱CHS）。

CATARC混合動力總成在成本、功率密度、電功率比、效率、可靠性等方面取得了重大突破。與目前國內(nèi)現(xiàn)有混合動力總成相比，具有下列五方面的特點：

1.輕量化方面，該產(chǎn)品“小而有勁”，通過降低機電轉(zhuǎn)換比例、提高電機轉(zhuǎn)速、純電動模式下實現(xiàn)雙電機驅(qū)動等技術(shù)，把功率密度和轉(zhuǎn)矩密度提高到了極致，使得混合動力總成的體積比常規(guī)自動變速器還小，同時解決了我國混合動力汽車加速、爬坡能力不足的共性問題。以某12米公交車為例，與國內(nèi)用得最多的“發(fā)電機+離合器+電動機”混聯(lián)結(jié)構(gòu)比較，總成自重由900公斤下降到360公斤，減輕60%，最大輸出轉(zhuǎn)矩由1800牛米提升到2700牛米，提高50%。

2.高效化方面，實現(xiàn)了發(fā)動機和車輪之間的轉(zhuǎn)速解耦，為發(fā)動機運行于最優(yōu)工作線提供了最大可能。利用發(fā)動機獨立于車輪運轉(zhuǎn)，動力以機械傳遞為主，專用永磁同步電機，優(yōu)化能量流等技術(shù)，使得總效率比國內(nèi)現(xiàn)有“發(fā)電機+離合器+電動機”混聯(lián)結(jié)構(gòu)提高10%。

3.集成化方面，采用獨特的雙行星排結(jié)構(gòu)，集成了動力耦合、自動變速、自動離合三大功能，直接裝在發(fā)動機后面，形成深度混聯(lián)混合動力系統(tǒng)，也適于插電式結(jié)構(gòu)，還可自由取電，用于特種車輛。

4.節(jié)能化方面，CATARC混合動力總成自身構(gòu)成無級自動變速且節(jié)能效果顯著。應(yīng)用于某SUV，按NEDC工況測量，城市工況下節(jié)油40%、綜合工況下節(jié)油28%；應(yīng)用于某12米公交車，沿天津市827路公交線運行，節(jié)油35%。

5.實用化方面，由于小而有勁，以12米公交車為例，與國內(nèi)現(xiàn)有“發(fā)電機+離合器+電動機”混聯(lián)結(jié)構(gòu)比較，成本下降8萬元左右。

中國汽車技術(shù)研究中心希望企業(yè)能夠在節(jié)能與新能源汽車產(chǎn)品定位和發(fā)展方向上少走彎路，在產(chǎn)品結(jié)構(gòu)和技術(shù)上節(jié)約時間和資源，把寶貴的財力、能力投在核心技術(shù)產(chǎn)品上。同時希望我國混合動力汽車采用先進的動力總成結(jié)構(gòu)，站在較高的平臺上發(fā)展整車及零部件技術(shù)，通過CATARC混合動力總成的推廣應(yīng)用，加快新興汽車產(chǎn)業(yè)的形成。

中國汽車技術(shù)研究中心擁有從SUV到大客車各系列混合動力總成的成熟技術(shù)和知識產(chǎn)權(quán)，計劃與企業(yè)合作生產(chǎn)CATARC混合動力總成全系列產(chǎn)品，面向全行業(yè)推廣應(yīng)用。