汽车悬置系统的详细介绍及开发

汽车悬置系统详细介绍及开发2023-03-09-辉腾所动力总成悬置系统121、动力总成悬置系统性能开发悬置系统设计开发流程悬置系统设计关键性能特性悬置系统零件设计开发悬置台架载荷定义和路谱相关性2、三缸发动机和新能源悬置系统设计三缸发动机悬置系统设计混合动力悬置系统设计纯电动悬置系统设计内容悬置系统设计开发流程悬置系统设计关键性能特性悬置系统零件设计开发悬置台架载荷定义和路谱相关性动力总成悬置系统性能开发3悬置系统功能悬置系统功能支撑合理的预载位移静刚度↑限位PT

平动<15mm;转角<3.5°铁碰铁距离↓NVH怠速刚体模态7~18Hz动刚度↓冷车;

D/R档;Incline

load;

3rd

POT线性刚度段↑升速噪音非线性动静刚度↓颠簸路面特定频率阻尼↑4悬置系统功能如果使用纯胶悬置且要求有冲突时，有必要折中考虑其形状及橡胶类型及硬度：支撑→硬悬置→短行程→良好的操控性隔音→软悬置→低弹性阻尼→良好的声学性能减振→高弹性阻尼→硬悬置→良好的平顺性发动机和变速箱悬置功能性能结构材料5悬置功能技术路线静刚度线性段动刚度非线性段刚度特定频率阻尼铁碰铁距离悬置系统开发前的首要任务是要定义每个悬置的特性。主要特性包括：(1)动静态刚度;

(2)非线性特征曲线（限位特性）;

(3)阻尼特性;

(4)高频特性6悬置功能要求及验证材料级验证金属非金属ELV产品级验证整车级验证NVH耐久路试滥用工况DVP

悬置支架类尺寸关键特性重要特性性能静态性能（主方向）动态性能（主方向）动静态性能（非主方向）蠕变试验（主方向）支臂拨出力盐雾试验强度总成疲劳（主方向）总成疲劳（非主方向）总成破坏支臂疲劳（主方向）支臂疲劳（非主方向）支臂破坏支架疲劳（主方向）支架疲劳（非主方向）支架破坏安装孔耐压工艺橡胶粘结强度试验支臂气孔率支架气孔率螺纹强度漆膜厚度焊接熔深7悬置系统开发流程8悬置系统开发流程周边布局耐久重要零件悬置尺寸悬置形状悬置布局限制条件（形状，耐久性）支撑悬置刚度三向刚度比限位块刚度悬置特性静刚度三向刚度比线性段和铁碰铁限位块刚度选出课题实车测评样件制作整车性能预测限位振动噪音乘车感受9悬置布置悬置布局类型示意图优点缺点典型车型钟摆式-质量轻，成本低-系统解耦好，抗扭转振动效果好，易于NVH调试-后拉杆悬置总成受力大，耐久风险增加-大众途观-福特锐界-通用GL8平衡扭矩轴-动力总成稳定性好，能克服较大扭矩和反作用力-扭转刚度大，不利于隔离低频振动-对副车架冲击敏感-通用君越-吉利博瑞-丰田RAV4三点支撑+上拉杆-通过与防振井字形底盘架梁的组合，可以防止发动机的高频率振动-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-丰田汉兰达-凯美瑞第七代钟摆式（双拉杆）优点同钟摆式，能克服更大的扭矩相比钟摆式单拉杆，成本略上升-吉利博瑞GE五点布置优点同钟摆式，能克服更大的扭矩，适合大扭矩混动车型-相比钟摆式，成本上升；-上拉杆一般增加质量吸振器-沃尔沃XC90H10工程策略驱动目标策略策略平衡点定义依据系统选型策略减重降本NVH性能调试在满足耐久性能的前提下选用钟摆式悬置系统动力总成输出扭矩350N.M以上的选用平衡扭矩轴悬置系统三点钟摆式减重降本NVH性能调试Benchmark项目状态四点平衡扭矩轴耐久结构选型策略

(液压悬置个数)成本整车动态性能在满足整车VTS性能的前提下合理选用液压悬置的数量A0级车无液压悬置A/B级车选用1个

液压悬置C/D级车选用2个

液压悬置右液压悬置成本 SVD性能

SBenchmark项目沿用左/右均为液压悬置成本 -VD性能

+结构悬置策略

(悬置结构类型)Package耐久NVH性能综合考虑各方向性能得失后选择发动机大扭矩车型，左右悬置优先使用梯形悬置梯形Package ++（Y、Z向空间）限扭效果 +（X向刚度较高）整车布置：左悬置上方有蓄电池，右悬置上方有空滤，Z向空间限制

，不宜采用圆锥形悬置使用同一种悬置类型，为后续的模块化策略服务圆锥形耐久 +怠速NVH +（X向刚度较低）模块化策略成本开发认证资源耐久NVH&VD性能以成本为导向，在耐久和性能允许范围内实现一二级零件共用橡胶主簧模块化设计与车身连接支架统一模块化成本 +开发认证资源++耐久+/0动力总成繁多，安装位置不统一悬置系统易于调教和更改，整车NVH影响主簧公用性独立设计NVH&VD性能+悬置布置11悬置布置序号悬置布置性能要求单位某主机厂要求推荐要求1TRA扭矩轴与左、右悬置弹性中心点连的线夹角°≤±5°≤±3°2左、右悬置弹性质心点连线与动力总成质心的距离mm≤±15≤±103后拉杆悬置的预载力N≤100≤504悬置的静载位移mm≤64~75动力总成的质心在X方向上的位移mm≤1≤16动力总成的质心在最大扭矩工况Ryy转角°≤3.5°≤4.5°12悬置系统搭载模块化的核心是发动机系统的位置和安装角度不变悬置位置固定，结构系列化性能可调EA211EA8881.2T1.4T1.6L1.8T2.0TL4L4L4L4L4MTDSGATMQ200MQ250MQ350DQ200DQ250DQ380DQ500AQ25056676776MQB动力系统搭载ICEHEV/PHEVBEV

–

FRTBEV

–

RRHub

MotorPendulumPendulumNTAPendulum3

In

Plane3

In

Plane-13悬置元件结构特性发动机侧悬置方案优点缺点侧压式圆锥液压悬置便于模块化，只需组装，无铆接，成本相对低提供相对较高的Y向刚度悬置的动静比较低、疲劳性能好轻量化设计，一体式支架强度更优需要较大的Y向安装边界过盈压入的工艺控制圆锥液压悬置钣金支架的成本相对较低Y方向可以双向限位工艺成熟螺纹紧固方面的失效模式支架的模态不高X向悬置运动行程较短倒置圆锥液压悬置不易于产生汽蚀现象(失效模式)对解耦膜敲击声，有更好的隔音效果需要更大空间；更多的质量附加在发动机侧支架上梯形液压悬置X向提供高刚度Y向空间要求低悬置的动静比低，疲劳性能好X方向运动行程长Y向刚度偏低侧压式梯形液压悬置优点基本同侧压式圆锥形液压悬置提供相对较高的X向刚度对Y向空间要求低过盈压入的工艺控制14悬置元件结构特性变速箱侧悬置方案优点缺点梯形人字形纯胶悬置较大X向刚度，X向运动行程较长悬置的动静比较低Y向空间布局较小，Z向高度较低可承受较大的X向工况组装预压，蠕变和耐久性能俱佳无法提供较大的Y向刚度需要较大的X向安装边界硫化班产较低，成本稍高人字形纯胶衬套式悬置X向空间较小工艺成熟，成本较低支架的Y向动刚度较高无法提供较高橡胶Y向刚度Z向高度相对较高X向撞块与限位行程偏小人字形悬置（轴向X方向）组装简单，成本较低六向限位，刚度可调性好，Y向刚度高悬置的耐久性较好悬置的动静比较低X向刚度较低，不利于点火本架支架模态较低楔型悬置六向限位，刚度可调性好，Y向刚度高悬置的动静比较低蠕变性能好；圆锥形蠕变效果一般装组工序多，工艺复杂成本较高整车组装Y向公差释放较小弹性柱悬置主簧和撞块分离，X向运动行程较长实现Z向较低的动静比零件组装简单耐久性能佳X/Y向刚度较低对纵梁宽度要求较大支臂的硫化工艺稳定性较差蠕变性能较差15悬置元件结构特性后拉杆悬置方案优点缺点分体式一体硫化悬置结构成熟，生产稳定组装工序少（压小衬套），成本低可以满足Y向空间较小的边界悬置可设计大刚度和更长运动行程一体硫化班产低分体式衬套压装悬置结构成熟，生产稳定组装工艺简单小衬套可放置于支架侧，设计空间余量大，小衬套压装强度可以保证衬套大小受副车架影响大无法满足大静刚度要求一体式大小衬套悬置结构成熟，生产稳定组装工艺简单衬套大小受副车架影响大无法满足大静刚度要求支架定型，小衬套端空间不足，易开裂组装易开裂压入副车架式刚度容易实现大头端质量轻，弹性模态高，有利于升速NVH效果和副车架组装控制工序多、成本高NVH调试不方便更换悬置钣金拉杆成本低，结构简单质量重，弹性模态低，易导致加速轰鸣焊接处易压溃、大管易变形分体式拉杆组装开口尺寸变形大16悬置元件结构特性液压悬置特性:怠速动刚度Kd=（1.5~2.5）*Ks;

行驶：阻尼

<70deg风险:

漏液，异响，耐久…相比纯胶悬置的价格较高典型性能要求a. PP1.0@

10Hz,

阻尼≥35°b. PP0.4@

10Hz

，阻尼≥25°PP0.4@

10Hz，左右悬置动刚度相当PP0.2@

25Hz&100Hz，动刚度尽可能小17频率与解耦率评价标准悬置系统模态解耦横轴：激励频率/模态频率为得到较好隔振效果，悬置系统的固有频率必须低于发动机主阶次激励频率的0.717倍。频率分布:

Pitch与F/A，Pitch与Bounce，Lateral与Roll最好两两间隔2Hz，各方向至少间隔1Hz。人体在垂向的敏感频率为5~7Hz，系统固有频率应高于7Hz以避免与人体耦合。前悬架垂向跳动的固有频率为10~15Hz

（Hop频率11~12Hz，Tramp频率11~13Hz）。液压悬置阻尼峰值频率应与此一致。一般Bounce频率需要避开Hop和Tramp频率。00.5144.5500.511.522.531.5 2 2.5 3 3.5Frequency

ratio

纵轴：传递率Transfer

function

|H(

)|放大区隔振区小振幅(±

0.05mm)动力总成刚体模态分布Low

Amplitude

(±0.05

mm)PT

Rigid

Body

Mode

Allocation模态Mode整车

In

Vehicle对地To

Ground频率范围频率范围解耦率间隔Frequency

Range(Hz.)Frequency

Range

(Hz.)Decoupled

%SeparationBounce8.010.06.59≥90%≥2Hz

From

PitchFore/Aft9.011.0710≥85%≥2Hz

From

PitchLateral7.012.05.512≥80%≥1HzPitch8.011.0811≥90%≥2Hz

From

BounceRoll7.016.0716≥85%≥1HzYaw7.016.0716≥80%≥2Hz

From

F/A186DOF频率分布和能量解耦率说明Fore/Aft在刹车或和加速工况，发动机会产生一些低频的纵向激励。对于模态分析没有明显意义，F/A频率可以低。如果Fore/Aft频率太低，意味着系统X方向较软，需要避免；刹车工况，动力总成需被良好控制。比如动力总成去敲击限位块，需要没有很软到很硬之间的变化。操控性对于更好的驾驶性能是重要的。频率上限的定义来自于需要保证Pitch的频率较低，X方向刚度影响Pitch频率。解耦率：可以和其它方向耦合，只要这些方向没有很高的解耦率要求Lateral如果Lateral太软，在车辆转向时，动力总成会撞击限位块解耦率：可以和其它方向耦合，只要这些方向没有很高的解耦率要求整车Lateral频率一般比6DOF对地模型增加2~3Hz。Bounce频率下限：由人体敏感频率（4~7Hz）决定频率上限：避免发动机Shaking载荷激励；避免与前悬架Hop和Tramp频率重叠。解耦率：Bounce固有频率需要受控，和其它方向尽可能解耦，Bounce需要纯粹。整车Bounce频率一般比6DOF对地模型至少增加2Hz。Roll避开1阶激励频率（高或低）避免与前悬架Hop和Tramp频率重叠频率上限：Roll固有频率的趋势是较高，尝试Roll低于发动机的主要激励，避免因为和Pitch

或Bounce耦合产生的问题三缸机耦合：希望Roll高度地解耦，Roll可以和Pitch耦合（钟摆式），因为频率Roll

和Yaw有相同要求解耦率：可以和其它方向耦合，只要这些其它方向没有很高的解耦率要求Pitch避开发动机的主阶次激励和一阶激励频率下限：避开发动机的低阶次(0.5阶次）频率范围在5-7Hz解耦率：Pitch固有频率需要受控，和其它方向尽可能地解耦，Pitch需要纯粹。Yaw基本同Roll（除第2条）19悬置系统模态解耦悬置解耦优化案例-低频振动优化NVH问题悬置系统模态解耦801000.000.040.060.080.10Mginitude

(m/s^2)0 20 40 60Frequency

(Hz)

Seat

Rail

X_AC

OFF

Seat

Rail

Y_AC

OFFSeat

Rail

Z_AC

OFF怠速P

Position

工况座椅Z向低频窜动较大（1阶13Hz），尤其ACOFF，振幅达到0.0674m/s^20.02优化前优化后动力总成刚体模态Bounce频率与怠速发动机1阶激励频率13Hz接近，产生耦合，导致13Hz低频振动幅值较大动力总成刚体模态Bounce频率为9.1Hz，与怠速工况下发动机1阶激励频率13Hz间隔4Hz优化结果01000.020.000.040.060.080.1020 40 60 80Frequency

(Hz)

Seat

Rail

Z_OriginalMginitude

(m/s^2)Seat

Rail

Z_Tuning1座椅Z向低频振动振幅由0.0674m/s^2降至0.0128m/s^2，振动基本消除20悬置刚度曲线设计悬置力-位移曲线①②③④⑤第二段和第四段刚度不大于第三段刚度3倍；第一、五段不大于第二、四段刚度4~5倍1st/2nd/Rev

WOT扭矩下，悬置在静态性能曲线的硬拐点区域配置AT变速器车辆，悬置在D/R挡怠速状态下尽可能不撞到撞块对左右承载悬置，考虑悬置蠕变和刚度偏差等因素，Z-方向线性段位移为两倍预载位移再增加1至2mm；Z+方向线性段小于3mm，Y方向线性段不小于3mm。21悬置刚度曲线设计典型悬置线性段案例悬置曲线方向线性段（mm）XYZ（预压3mm)Z（无预压)发动机悬置正向33-12负向-3/-10-12变速箱悬置正向3/-12负向-3-3-10-12后拉杆悬置正向3///负向-3///发动机悬置&变速箱悬置22NVH工况后悬置X方向Y方向Z方向X方向静刚度动刚度线性段静刚度动刚度线性段阻尼角静刚度动刚度线性段静刚度动刚度线性段怠速D/R档有间隙或者接触后刚度变化不明显直线行驶时Y向撞块不能与外罩

之间有接触（装车后需要3mm左右的间隙），如果接触容易引起Y向升速隔振变差及由于摩擦产生的异响预载后有5mm间隙越低越好预载后有5mm间隙根据实际扭矩选择越低越好D/R档有间隙或接触后刚度变化不明显升速不接触或接触后动刚度上升不明显实际受力下高频的动刚度要求越低越好不接触或接触后动刚度上升不明显点熄火高刚度间隙小大阻尼高刚度高刚度线性段内动刚度要高间隙可调性好换档冲击过坎冲击动力总成运动包络方向一般要求推荐要求X±12mm±15mmY±8mm±10mmZ±12mm±12mmRxx±1°±1°Ryy±3.5°±4.5°Rzz±1°±1°悬置刚度曲线设计扭矩方向刚度曲线设计发动机最大

N输入扭矩X

方向运动行程K1K2K43rd

WOT

加速★mm6mm9mm3mmD档蠕行扭矩K3★3~5mm12-18mm10-14mm★1st

WOT

加速2nd

WOT

加速风格风格普通风格动力总成配置悬置位置级别X+向运动行程X-向运动行程横置前驱车型左悬置中大型20-15中型/紧凑型19右悬置中大型20中型18紧凑型15下拉杆悬置中大型25中型22紧凑型2023悬置隔振率计算Mobility与动刚度的关系Mobility是频域上的复数，与动刚度是同一事物不同表述，反应物体局部动态刚度特性；Mobility越大，动刚度越小；用Mobility推导系统隔振性能，动刚度比较直观。悬置刚度曲线设计Mobility与隔振的关系参数动刚度Kd(KN/mm)备注Mb10车身安装点的动刚度Mp16动力总成安装点的动刚度Mk0.68悬置的动刚度隔振率-20.0悬置的隔振率24隔振率原理-正向开发依据FEA预测悬置在3rd

WOT

的隔振效果。悬置限位块刚度控制：3rd

WOT隔振率20dB悬置隔振率分析计算案例动静比：Kd/Ks@WOT=1.5WOT档位隔振目标(dB)1st-102nd-153rd

+-20悬置隔振率计算非线性曲线分析悬置力-刚度曲线悬置系统计算WOT悬置在扭矩方向的受力主机厂输入车身侧悬置安装点刚度 动力总成悬置安装点刚度隔振分析流程隔振分析案例25悬置隔振率分析实车对比案例Ⅰ.怠速1.5阶隔振率对比刚度和隔振单位右悬置左悬置后拉杆悬置备注XYZXYZX车身侧刚度KN/mm17.24.43.728.93.46.810.0规避模态(≤400Hz最低）动总侧刚度KN/mm38.656.176.417.55.618.962.2规避模态(≤400Hz最低）支架动刚度KN/mm19050064206414160@22.5Hz悬置动刚度N/mm288281274266260282501@22.5Hz预测隔振率dB32.523.822.932.519.225.525.2左悬置Z向隔振差异是因为变速箱主动端振动小，Y向同理。实测隔振率dB39.910.323.250.416.211.927.0Ⅱ.3

Gear

WOT

1.5阶隔振率对比刚度和隔振单位右悬置左悬置后拉杆悬置备注XYZXYZX车身侧刚度KN/mm36.3/13.650.1/12.324.8@150Hz动总侧刚度KN/mm64.6/216.781.1/26.436.7@150Hz支架动刚度KN/mm18046051150548.8150@700Hz悬置动刚度N/mm830/2941260/4871817@150Hz预测隔振率dB29.3/3328.2/25.219.2左悬置Z向隔振差异是因为变速箱主动端振动小，Y向同理。实测隔振率dB29.6/19.730/7.821.6100X Y Z X Y Z X20504030右悬置左悬置后悬置预测实测10020504030右悬置左悬置X Y Z X Y Z X后悬置预测实测26悬置系统计算工况27工况28工况描述动力总成的重力加速度‘g’动力总成扭矩(N.m)工况类型xyz1静载设计位置（动力总成自重）-1典型2发动机最大前进挡扭矩(WOT,Forward)-1公式(1)典型3发动机最大倒挡扭矩(WOT,Reverse)-1公式(2)典型4发动机最大前进扭矩&前进加速度前驱(0.5g)0.5-1工况

2典型后驱(0.6g)0.6全驱(0.7g)0.75发动机最大前进扭矩&左转1-1工况

2典型6发动机最大前进扭矩&右转-1-1工况

2典型7发动机最大前进扭矩&垂直向下冲击-3工况

2典型8发动机最大前进扭矩&垂直回弹1工况

2典型9发动机最大后退扭矩&后退加速度前驱(-0.6g)-0.6-1工况

3典型后驱(-0.5g)-0.5全驱(-0.6g)-0.6108公里/小时速度前碰（-11g）-11-1极限118公里/小时速度后碰（11g）11-1极限12深坑垂直向上加载(+5g)4极限13深坑垂直向下加载(-5g)-6极限14侧向向左加载（右转漂移）-3-1极限悬置系统计算工况2815侧向向右加载（左转漂移）3-1极限16+5g垂直向上

&

-3g侧向向左转向-34极限17+5g垂直向上

&

+3g侧向向右转向34极限18-5g垂直向下

&

-3g侧向向左转向-3-6极限19-5g垂直向下

&

+3g侧向向右转向3-6极限20坏路向上(+3.5g)2.5极限21坏路向下(-3.5g)-4.5极限22前进挡纵向加速(-3g)-3-1典型23倒挡纵向加速(+3g)3-1典型24全油门D挡加速，迅速切换到R挡-1公式(3)或(4)极限25全油门R挡加速，迅速切换到D挡-1公式(3)或(4)极限261g重力加速度载荷-1典型27部分前进扭矩（5/8前进挡全油门）-1As

stated典型28部分倒挡扭矩（5/8倒挡全油门）-1As

stated典型悬置系统计算工况29扭矩计算公式如下：WOT前进挡=

MET*

FGR

*FDR

*MFWOT

倒挡=

MET

*

RGR*FDR

*MF前进挡冲击循环=

1.4*MET

*FGR

*FDR

*

STR

倒挡冲击循环=

1.4

*MET

*

FGR

*

FDR

*STR前进挡离合器滑离工况（手动挡）=

2.2*MET*

FGR

*FDR

倒挡离合器滑离工况（手动挡）=

2.2

*

MET*

FGR*FDR其中：WOT：全油门扭矩MET：发动机最大扭矩FGR：一挡传动比

RGR：倒挡传动比STR：Stall

Torque

RatioFDR：横置前驱车的主减速比，纵置后驱车为1MF：

附加系数=

0.8

*

Stall

Torque

Ratio

(自动挡)，=

1.4

(手动挡)悬置系统计算工况方法②：根据车辆半轴可承受的最大扭矩逆推STR：某SUV半轴最大可承受扭矩是3667N.m，则动总承受最大扭矩是3667*2=7334N.mForward

Rockcycle=1.4*STR*MET*FGR*FDR

=1.4*1.5*210*4.044*3.962=7066N.m（其中1.4是附加系数，STR是零时失速扭矩比，MET是发动机最大输出扭矩，FGR是1档速比，FDR是主减速比）推算STR≈1.5，计算的最大扭矩和实际动总承受的最大扭矩接近。方法①：根据自动变速箱限扭的计算方法：30悬置零件模块化设计（平台化）钟摆式方案

Ⅰ梯形液压悬置，对纵梁宽度要求低；外挂式左悬置，易于布置蓄电池；分体式下拉杆，有效减少升速噪音；点熄火、换挡冲击等工况表现佳；推荐应用于中型车；典型应用：国产系列。31悬置零件模块化设计（平台化）钟摆式方案

Ⅱ圆锥形液压悬置；支臂式左悬置，不占用变速箱上部空间；分体式下拉杆，有效减少升速噪音；可实现多种降本方案；推荐应用于小型/紧凑型车；典型应用：国产系列。32悬置零件模块化设计（平台化）平衡扭矩轴式方案左右均采用液压悬置，有效改善粗糙路面的舒适度；前后悬置采用衬套结构；载荷分布均匀；推荐应用于混合动力系统、大扭矩车型；典型应用：通用系列。33悬置零件模块化设计（平台化）悬置零件模块化设计（平台化）① 主簧结构基于刚度要求和边界条件选型，尽量共用；② 车身侧结构件根据载荷分档，尽量共用减少分类；③ 支臂和连接支架在边界允许的情况下支臂独立，支架共用；④ 后拉杆本体支架根据载荷分档，变速箱侧支架根据变速箱匹配。模块化设计-其它分离式X方向的限位撞块侧压式梯形液压悬置34悬置橡胶刚度预测橡胶悬置刚度预测ABAQUS

非线性分析C3D8H

单元全行程Hex

单元相关性硬度测试值

(N/mm)计算值（N/mm）X136.6106/1.2988.7/1.54113/1.21N60Y412.5431/0.95370/1.11463/0.89Z271300/0.90252/1.08332/0.8235悬置橡胶刚度预测橡胶悬置刚度预测从曲线对比看，常规用的隐式计算方法计算结果准确，但是容易分析不收敛，不能完整的预测曲线；显式计算方法可以计算完整的性能曲线，但是在曲线硬拐点后计算略微失真（偏软）。隐式计算

X+显式计算

X+分析方法性能曲线分析疲劳分析隐式计算适用于所有零件分析适用于所有零件分析显示计算适用于悬置零件分析，撞块厚度≥7mm适用于所有零件拉应变分析，前提是需要加载位移；如果热点表现为压应变，那么隐式分析时分析步未达到70%时，选用显示分析。8000600040002000-12-70-2-20003813Force（N）-4000-6000Displacement(mm)

TEST显式C3D8R显式C3D8隐式36悬置类产品疲劳预测分析流程悬置橡胶疲劳预测1.

疲劳载荷转化为疲劳位移2.建立FEA模型37悬置类产品疲劳预测分析流程3.应力云图悬置橡胶疲劳预测4.计算疲劳寿命38标准化疲劳对标分析

A

to

B根据路谱采集载荷Block缩减获取疲劳载荷。标注规则：LE+拉压状态(T/C)+位置点(A/B…）+对数应变值悬置橡胶疲劳预测Block1

X-Block1

X+LE-T_A:0.27 LE-T_B:0.21LE-C_A:0.32 LE-C_B:0.48疲劳载荷次数频率（Hz)后悬置@X方

向Block最小值(N)最大值(N)1-2550105060000022-460020006000023-750055005000239悬置橡胶疲劳预测单轴试验典型的应变云图拉伸失效压缩失效褶皱失效粘结失效40金属支架强度预测41金属支架强度评价标准对比材料主机厂评价准则载荷区别典型工况极限工况典型工况极限工况铸铝AP1<0.60*TYSP1<0.80*TYS11BP1<0.75*TYSP1<TYS11CP1<0.75*TYSPEEQ≤0.5%11.5钣金AMises<0.80*TYSMises<TYS11BMises<TYSMises<0.9*TS11CMises<TYSPEEQ≤2.0%11.5注释：1.TYS：屈服强度；TS:抗拉强度；PEEQ：等效塑性应变。金属支架强度预测铸铝件线性对地VS非线性预紧模型选择分析模型根据分析需求进行选择，通过破坏力预测能力、位置匹配度、分析成本三个方向进行比较。CAE模型类型变异系数位置匹配度螺栓失效CAE分析成本安全系数（基于推荐值）4核计算人工分析处理总计线性对地56%不能识别优先推荐线性模型，安全系数两者接近。0.222h5h7h螺栓预紧力非线性预紧最大主应力P182%能识别4核计算人工分析处理总计服务器资源节省13倍，人工资源节省2倍。0.2426h10h36h接触分析破坏力预测能力，根据评价指标的波动性来进行判断，指标波动越小，说明预测能力越强。由于分析类型和样本数不同，此处选取变异系数进行评价；线性分析模型基于推荐安全系数预估破坏力：X±

：1.4倍，Z+：1.2倍，Z-：1.8倍AlSi9Cu342常见内应力结构金属支架强度预测一体式本体支架① 骨架和壳体的过盈装配② 第三点安装间隙连接拉杆支架① 拉杆与衬套内管的间隙连接② 拉杆与衬套外管的过盈连接①第三点安装连接内应力 ②骨架与壳体过盈内应力第三点过盈量应有底座两孔轮廓度决定①支架与衬套内管间隙 ②支架与衬套外管过盈连接内应力 连接内应力拉杆与小衬套内管连接处间隙量=拉杆上偏差尺寸—

内管下偏差尺寸43线性对地模型非线性对地模型A:P1=262B:P1=256A:P1=226B:P1=585截止载荷仍保持间隙螺栓失效：受切向载荷，滑移失效紧固件典型失效和分析从图片看到特征孔附近有明显撞击印记，说明支臂有撞击支架特征孔；在相同加载力对比下，线性模型A.B（失效点）应力接近，非线性模型失效点B明显大于支臂A点；通过动画对比，线性模型的支臂与支架仍保持间隙，

非线性模型支臂与支架发生撞击，且当发生撞击后，

支架受力形式迅速发生改变，从而应力迅速提升；非线性模型考虑了螺栓预紧力，能较好的识别螺栓发生滑移后零件的应力状态，所以精准度有较大提升。44螺栓失效：受轴向向载荷，轴向张开失效线性对地模型非线性对地模型断裂线断裂线紧固件典型失效和分析从图片可以看到断裂线在约束面螺栓孔中线附近；在相同加载力对比下，线性对地模型断裂线在约束面边界，非线性对车模型断裂线在螺栓孔中线附近，与失效位置一致；通过动画对比可以看出，线性模型在受载后，断裂线未发生转移，非线性预紧模型，在受载后，螺栓预紧力降低，导致断裂线发生了转移，并在螺栓孔中线附近产生应力集中；45螺栓滑移校核方法紧固件典型失效和分析接头单位支反力悬置28工况力接头所需夹持力（典型，极限）安装扭矩产生夹持力（典型，极限）计算滑移安全系数（典型，极限）计算张开安全系数（典型，极限）评判（典型，极限）悬置工况力（参考悬置系统技术报告）46Bolt

SizePreLoadM0828M1044.5M1264.8M1480夹持系数1.8（1）摩擦系数AL-AL0.18说明-以bolt1

-Fx=1000N为例（四舍五入）1、单位侧向力-Ftrans=1.02KN

(Fx与Fy合成)；2、工况侧向力-

Ftrans=1.02

×9.6=9.8KN3、所需轴向力-Fz=9.8/0.18=54.5(KN)4、产生轴向力：a、

扭矩转角法=64.8KNb、

扭矩法=64.8/1.8=36KN5、安全系数：产生轴向力/所需轴向力

Extreme

未考虑本身轴向力：36/54.5=0.7Extreme

考虑本身轴向力：（36-Fa)/54.5=0.73-M12单位力28工况*单位力安全系数计算支架动刚度要求：悬置支架安装点动刚度要求参考金属支架性能要求边界平动刚度(KN/mm)绕转刚度(KN.mm/Radian)前后左右上下Transmission

side

on

Body1571040000Engine

Side

on

BodyTorque

StrutEngine

Block

and

Trans

case

Bosses200BellHousing/ClutchHousing/

Oil

Pan/PTUBosses100金属支架性能主动侧支架被动侧支架抗扭拉杆支架发动机侧变速箱侧发动机侧变速箱侧主动侧支架拉杆1st

对车模态（Hz)≥600≥700≥500≥500≥600≥90（弹性模态）动刚度（KN/mm）≥10，≥15更佳47悬置常见失效和案例48序号风险点梯型液压衬套式整体拉杆后果1支臂断裂发动机掉落，影响人车安全2铆点开裂零件无法装车，客户严重投诉3蠕变车内抖动大，客户抱怨4漏液/渗液车辆性能降级，客户抱怨5异响挑剔客户抱怨，工厂下线抱怨6焊接不良零件局部脱落，影响人车安全7主筋断裂主簧或撞块失效，性能降级，部分客户抱怨8撞块熔接痕9硫化支架开裂现场无法生产，报废损失10衬套脱出零件功能降级，影响车辆工作11内管脱胶悬置常见失效和案例-主簧开裂失效描述整改措施台架试验约80%，左悬置衬套一条主筋断裂，一条完好对橡胶结构作调整：降低主簧筋的斜面，减小下压过程中橡胶与外管的接触摩擦更改前：更改后：失效机理橡胶主簧筋受力下压过程中，其筋与外管接触部分橡胶磨损严重，最终导致铁件外露，主簧筋与外管切割产生切口，导致橡胶撕裂整改结果及其他1.客户MTS台架验证后零件完好；49悬置常见失效和案例-主簧压塌失效描述整改措施三向刚度比例

接近1:1:1主簧较趴，预载下发生褶皱主簧外轮廓弧线由往内凹改为向外凸减小此处圆角，改善疲劳更改前：更改后：1 12 2失效机理1.主簧较趴，外轮廓内凹，易发生褶皱整改结果及其他无压塌现象，蠕变测试合格50悬置常见失效和案例-支架断裂失效描述整改方向左悬置支架强化路试中，出现A、B两处断裂，C处裂纹强度优化：在零件工艺数模基础上做优化，①增加零件壁厚、加强筋厚度；②法兰面边缘做包边。更改前：更改后：ACB失效机理1、通过失效零件探伤分析、断口硬度测试、材料分析，排除零件质量问题导致失效；2、排查零件结构，发现实际零件与设计状态有较大差异，该零件工艺数模的壁厚，加强筋明显小于设计壁厚，工艺数模CAE分析Z+强度不合格设计数模结果（Z+）

工艺数模分析结果（Z+）整改结果及其他优化结果：应力由198MPa降到82MPa；零件台架破坏验证：Z+向破坏接受标准≥17KN更改前：1#件

24KN，支架断裂

2#件

23KN，支架开裂更改后：1#件

29.4KN，支架断裂

2#件

28.5KN，支架开裂强度提升18.5%。51状态图片状态描述主观结果更改前台架测试更改前平面过台阶路面时有明显异响更改后 更改前悬置在悬下Z向加速（200-800Hz）幅值小于1.5m/s^2，零件装车后无解耦异响更改后 更改前更改后解耦膜上加凸起，并增加三条细筋过台阶路面时无异响液压悬置解耦膜异响案例悬置常见失效和案例52零件疲劳验证方法对比零件疲劳验证方法数据来源优点缺点定载荷幅值疲劳试验方法Benchmark快速验证零件的疲劳与路试相关性差路谱Block载荷疲劳试验方法路谱1、能够较为真实的体现零件在实际车上不同工况下的受载情况；2、试验周期较道路路谱疲劳模拟方法短。1、雨流计数法对路谱分析过程中，丢失路谱频域信息；

2、损伤等效过程中的人为参与因素较多，不同工程师的统计结果缺乏一致性。道路路谱疲劳模拟实验方法路谱能够真实的体现零件在实际车上不同路面工况下的受载情况此试验方法的时间周期较长单轴三轴MAST路试53疲劳测试条件定义54注：本规则中“*g加速度工况”表示*倍的重力加速度下悬置所受载荷；右、左悬置橡胶疲劳测试条件方向坐标系疲劳试验条件（85±3℃）疲劳试验接受标准Z向预载(N)疲劳工况名称频率(Hz)次数单寿命循环次数X整车TBDX向±3g或0.5*(1st/Rev)54,00010要求完成1个寿命后，零件须满足：

1）悬置静刚度衰减不超过20%(不超过图纸定义的30%）；

2）橡胶裂纹尺寸不超过3mm；橡胶永久变形不超过3mm；无漏液。0～5/8*(2nd

wot)536,000Z整车Z向-1g±1.5g532,00010Z向-1g±2.5g57,900Z向-1g±3.5g1100后拉杆悬置橡胶疲劳测试条件方向坐标系疲劳试验条件（90±3℃）疲劳工况名称频率(Hz)次数单寿命循环次数X悬置X向±3g或0.5*(1st/Rev)54,000105/8*(2nd

wot)～0536,000右、左悬置支架疲劳测试条件方向坐标系疲劳试验条件（室温）疲劳试验接受标准疲劳工况名称频率(Hz)次数X整车X向±6g或(1st/Rev)1520万铝/铸铁：疲劳20万次无裂纹。钣金/铸钢：疲劳20万次裂纹尺寸不超过3mm。（或：加载点在动态试验后的变形增量比不超过1.5）Z整车Z向-1g±5g1520万后拉杆悬置支架疲劳测试条件方向坐标系疲劳试验条件（室温）疲劳工况名称频率(Hz)次数X悬置X向(1st/Rev)1520万支架破坏测试条件定义55左、右悬置支架破坏测试条件方向坐标系破坏试验条件（室温）破坏试验接受标准(kN)破坏工况名称试验方法铝件/铸铁（无裂纹）钣金件/铸钢(10mm)X+整车X向+22g加载至破坏后停止≥X-整车X向-22g≥Y+整车Y向+9g≥Y-整车Y向-9g≥Z+整车Z向+14g≥Z-整车Z向-16g（↑-20G？）≥后拉杆支架破坏测试条件方向坐标系破坏试验条件（室温）破坏试验

接受标准(kN)破坏工况名称试验方法铝件/铸铁（无裂纹）钣金件/铸钢(10mm)X+悬置2倍

Rev

wot加载至破坏后停止≥X-悬置2倍

1st

wot≥方向坐标系破坏试验条件（室温）破坏试验

接受标准(kN)破坏工况名称试验方法铝件/铸铁（无裂纹）钣金件/铸钢(10mm)W+悬置3倍

Rev

wot加载至破坏后停止≥W-悬置3倍

1st

wot≥前后悬置支架破坏测试条件台架与路试结果对比案例56钟摆式悬置系统耐久试验P/NADVP

&

台架试验路试结论发动机悬置Z向疲劳测试：

预载：Z向-950N载荷：±2800N频率：5Hz温度：90℃次数:

400K1.35

life100%路试无裂纹Z向耐久条件为-1g+/-3g时,台架试验满足1.35life时，零件就能满足路试100%的要求变速箱悬置Z向疲劳测试：预载：Z向-1180N载荷：±3500N频率：5Hz

温度：90℃次数:

400K1.55

life100%路试无裂纹Z向耐久条件为-1g+/-3g时,台架试验满足1.55life时，零件就能满足路试100%的要求后拉杆悬置X向疲劳测试：

振幅：±3600N频率：5Hz温度：90℃次数:

400K0.85

life100%路试无裂纹X向耐久条件为½*1st

/REV

WOT时,台架试验满足0.85life时，零件就能满足路试100%的要求对于支撑悬置，Z向台架试验寿命（耐久条件为-1g+/-3g）大于1.35

life可以满足路试要求；

对于抗扭悬置，X向台架试验寿命（

½*1st/REV

WOT

）大于0.85

life可以满足路试要求；台架与路试结果对比案例57平衡扭矩轴悬置系统耐久试验P/NADVP

&

台架试验路试结论发动机悬置预载:

-1500N载荷:

±2550N频率:5Hz温度:90℃

次数:

400K1.9

life100%路试无裂纹Z向耐久条件为-1g+/-1.7g时,台架试验满足1.9life时，零件就能满足路试100%的要求变速箱悬置预载:-1350N

载荷:

±2295N频率:5Hz温度:90℃

次数:

400K3

life100%路试无裂纹Z向耐久条件为-1g+/-1.7g时,台架试验与路试均未失效，相关性不明确发动机悬置预载:-1350N

载荷:

±2295N频率:5Hz温度:90℃

次数:

400K3

life100%路试无裂纹Z向耐久条件为-1g+/-1.7g时,台架试验与路试均未失效，相关性不明确变速箱悬置预载:-1000N

载荷:

±1700N频率:5Hz温度:90℃

次数:

400K3

life100%路试无裂纹Z向耐久条件为-1g+/-1.7g时,台架试验与路试均未失效，相关性不明确对于支撑悬置，Z向台架试验寿命（耐久条件为-1g+/-1.7g）大于1.9

life可以满足路试要求；台架与路试结果对比案例钟摆式悬置系统耐久试验P/NADVP

&

台架试验路试结论发动机悬置路谱3轴迭代疲劳温度:80℃1

life1.国内试车场8000KM

苛刻路面------OK2.德国路试100,000KM综合路面------OK台架试验与路试均未失效，相关性不明确58三缸发动机悬置系统设计混合动力汽车悬置系统设计纯电动汽车悬置系统设计三缸发动机和新能源悬置系统设计三缸机的应用现状603-CylinderEngineFORDPSAGMGMBMWVovloHondaFCCGAIGHaimaDisplacement1.01.21.01.01.51.51.01.01.01.51.01.01.2Turbo√√√√√√√√√√√√√TransMT/DCTATMT/ATMT/DCTMTATMass(Kg)979099Torque

(Nm)170230160166220265180200170150Power

(Ph)125136111117136129120102Ban

Axis×√√××√√××√×××TVDUnbanHeavy

massTBDTBDFlywheelDualUnbanDualDualTBDDualDualTiming

BeltWetWetAppicationFocus/EcoSportFocus308S/DS…CAVALIERSail/Aveo/EncoreCMA/GeelyDMA/GeelyCivic

10A

BlueGS3S5S5三缸机激励发动机工作载荷三缸机四缸机载荷比较三缸机四缸机不平衡的力旋转质量惯性力不平衡的旋转质量都可通过布置曲轴平衡块解决不平衡的旋转质量都可通过布置曲轴平衡块解决N/AN/A往复质量惯性力一阶、二阶往复惯性力自平衡一阶往复惯性力自平衡二阶Z向往复力不平衡，加2平衡轴N/A2阶Z向不平衡的力矩旋转质量惯性力矩旋转惯性力矩不平衡，加平衡块解决旋转惯性力矩自平衡N/AN/A往复质量惯性力矩一阶、二阶往复质量惯性力矩不平衡（主要是一阶Rx、Rz

）平衡策略：1.加平衡块，平衡Rx、Rz；2.加平衡轴，可消除Rx、Rz往复质量惯性力矩自平衡1阶Rx1阶RzN/A倾覆力矩活塞惯性质量产生的倾覆力矩三缸机惯性倾覆力矩主要是3

阶Ry四缸机惯性倾覆力矩主要是2

阶Ry3阶Ry2阶Ry气缸压力产生的倾覆力矩三缸机气缸压力倾覆力矩主要是1

.

5

阶Ry四缸机气缸压力倾覆力矩主要是2

阶Ry1.5阶Ry2阶Ry61三缸机的激励平衡平衡轴平衡块示意图激励形式往复惯性力矩倾覆力矩√0%Roll,

0%Yaw平衡轴平衡块PitchN/A1.5阶,3阶

Ry×100%Roll,

0%Yaw平衡块YawRollPitch1阶

Rx1.5阶,3阶

Ry×(100-n)%Roll,

n%Yaw1阶

Rx;

1阶

Rz1.5阶,3阶

Ry×0%Roll,

100%Yaw1阶

Rz1.5阶,3阶

Ry62三缸机激励频率和刚体模态设计1.0T

Idle

860rpmRx/Rz

1阶激励频率14.3Hz隔振频率（激励频率/1.414）<10.1HzRx

/

Rz

的模态频率大于隔振频率，此方向激励处于放大区；Ry

的模态频率可以设计在隔振区内。Ry1.5阶激励频率21.5Hz隔振频率（激励频率/1.414）<15.2Hz三缸机刚体模态设计Roll和Yaw需要避开1阶激励频率，有四个选择。模态频率偏上，悬置设计刚度偏大，可能存在的问题。结构上不易实现；悬置刚度偏大，隔振性能不易满足20dB的要求。模态频率偏下，悬置设计刚度偏小，可能存在的问题。刚度偏小，耐久性能变差；刚度偏小，启动熄火抖动问题。三缸机激励频率车身敏感度63三缸机激励频率和刚体模态设计KX

FMX&&固有频率、解耦率的要求MX&&

KX

0位移控制KX

F悬置支撑点的动反力MX&&

KX

FX

?Min

F

[I

r%]X悬置动态支反力悬置动反力要求：已初始刚度下完全平衡时悬置的动反力为目标，要求优化后悬置的动反力小于优化前的目标值。悬置动态支反力+6DOF模态解耦悬置系统支反力模型6DOF解耦模型设计目标：支反力最小80%设计目标：模态频率、解耦率20%联合目标64三缸机悬置系统策略3

Cylinder

Engine1.0L/1.0TMT/DCTw/o

balance

shaft

100%Yaw

0%Rollw/o

balance

shaft75%Yaw

25%RollATw/

balance

shaft1.5T/Dieselw/

balance

shaft?3

Cylinder

Enginew/o

balance

shaft100%Yaw0%RollRoll

>

1

Order

Yaw<

1

OrderRHS/LHS:

Kx↓Roll

>

1

Order

Yaw>

1

OrderNo

Special75%Yaw25%RollRoll

>

1

Order

Yaw>

1

OrderRHS:Damping↑Roll

<

1

Order

Yaw>

1

OrderRHS/LHS:

Kz↓①②③④?65三缸机悬置系统策略EcoSportRHSLHSRRStaticKd/KsStaticKd/KsStaticKd/Ks104/106/1532.250/183/2321.651121.38方案案例右悬置左悬置 备注倒置相比正置圆锥X方向刚度更低倒置X/Z≥0.45正置X/Z≥0.65①②FocusRHSLHSRRStaticKd/KsStaticKd/KsStaticKd/Ks122/94/1563.386/118/3121.432121.76③CavalierRHSLHSRRStaticKd/KsStaticKd/KsStaticKd/Ks130/130/1701.6105/105/1551.41601.25④右悬置:

半主动悬置左悬置:

低动刚度Kz*怠速设置:

1阶和1.5阶次，低动刚度行驶设置:10~14Hz，高阻尼阻尼上升：小振幅下66阻尼特性，过盈式15~25°即非解耦式，解耦式3~6°即浮动式三缸机NVH问题一览600900120015001800210024001020 253035401阶Roll/yaw质量惯性力矩不平衡2阶Pitch扭矩波动低转速行驶离合器锁止行驶怠速转速动力总成刚体模态车身1阶弯曲绕转模态45频率Hzrpm发动机转速3缸发动机4

缸发动机身弯曲频率区域1)4)2)

1.5阶扭矩波动4)4)

低速行驶激励频率处于车车身侧共振悬架前后共振悬架共振导致起步振动3)

怠速转速激励频率处于动总刚体模态区域Fr-strut上下共振6)155)4)4)367142三缸机NVH问题汇总68工况问题描述原因分析解决方案备注点熄火点火座椅振动大悬置刚度不合理悬置线性段设计不合理启动电机功率双质量飞轮模态动力总成刚体模态耦合升速起步座椅抖动大悬置刚度不合理悬置线性段设计不合理车身存在模态问题怠速怠速座椅振动大悬置刚度不合理悬置线性段设计不合理其他系统传递（传动系统、排气系统、冷却系统等）NVH调试案例一：点火座椅冲击优化问题描述点火工况冲击偏大，主要表现为X/Z向振动偏大，X向动力总成晃动，Y向车身晃动原因分析X向刚度偏低不能有效约束动力总成悬置Z向刚度偏大导致Z向隔振不够电机启动功率偏小导致启动时间较长双质量飞轮模态与起动机激励耦合悬置线性段不够导致冲击偏大方向XYZ点火冲击0.710.210.49解决方案确保悬置在点火工况处于线性段区间优化悬置3个方向线性刚度启动电机转速优化双质量飞轮模态优化(客户端验证）点火XYZ原状态0.710.210.49方案10.440.320.58方案20.380.130.25方案30.270.090.2317.000.00s

(Time)0.80-0.80m/s2RealF 24:SR:-X17.000.00s

(Time)0.80-0.80m/s2RealF25:SR:-Y17.000.00s

(Time)0.80-0.80m/s2RealF26:SR:+Z69NVH调试案例二：升速1600RPM座椅振动优化原因分析悬置整体X整体刚度较大车身前端存在整体模态50001300200040003000rpm0.70.50.40.30.20.0m/s2Amplitude

(RMS)1581.630.66m/s^2Curve

1581.63

rpmFOrder

1.50

SR:+Z50001300200040003000rpm0.40.30.20.10.0m/s2Amplitude

(RMS)FOrder

1.50

SR:-Y50001300200040003000rpm0.40.30.20.10.0m/s2Amplitude

(RMS)问题描述升速工况座椅在1600RPM左右存在振动峰值，主要表现为X向和Z向F Order

1.50

SR:-X70NVH调试案例二：升速1600RPM座椅振动优化解决方案改进方案发动机悬置X向线性段增大3mm变速箱悬置X向撞块增大后悬置更改结构车身中通道增加Damper原结构新结构性能曲线050010001500200030000 1000

F

200005001000150020003000K0 1000

F

200001002003004005006003000K0 1000

F

200071NVH调试案例二：升速1600RPM座椅振动优化实车验证50001300200040003000rpm0.00.70.4m/s2Amplitude

(RMS)FOrder

1.50

SR:-XFOrder

1.50

SR:-X50001300200040003000rpm0.70.40.20.0m/s2Amplitude

(RMS)FOrder

1.50

SR:-YFOrder

1.50

SR:-Y50001300200040003000rpm0.00.70.4m/s2Amplitude

(RMS)FOrder

1.50

SR:+ZFOrder

1.50

SR:+Z原状态新状态72NVH调试案例三：怠速座椅振动优化-其他系统影响问题描述怠速充电工况车内座椅振动偏大原因分析怠速动力总成振动通过悬置外的途径传递到车内怠速工况悬置刚度不合理解决方案冷却系统水箱垫优化悬置线性刚度优化实车验证水箱垫优化结果悬置刚度优化结果Seat

Rail

XSeat

Rail

YSeat

Rail

ZSR

RSS0.0360.0170.0960.104Seat

Rail

XSeat

Rail

YSeat

Rail

ZSR

RSS0.0220.0130.0610.066Seat

Rail

XSeat

Rail

YSeat

Rail

ZSR

RSS0.0140.0150.0510.055Seat

Rail

XSeat

Rail

YSeat

Rail

ZSR

RSS0.0360.0170.0960.104Seat

Rail

XSeat

Rail

YSeat

Rail

ZSR

RSS0.0220.0130.0610.06673特例：三缸机混合动力特性概述（w/o

balance

shaft）序号特点悬置系统的影响1怠速充电模式下的发动机转速（1000~1500rpm）高于纯三缸发动机的怠速转速

(850~900rpm)悬置系统频率可以设计低于三缸发动机怠速一阶频率，主阶次1.5阶和系统模态频率的比值更大，对怠速车内振动有利。2ISG电机起步没有三缸发动机提速(1000~1300rpm)一阶激励通过Roll模态产生的振动问题，但需要关注电机起步的耸动问题。3发动机的排量小，缸体变轻，容易产生结构声，发动机本体噪声变大。悬置系统需要有较高的隔振率，但动力总成质量较传统内燃机大，导致悬置刚度需要提高。43缸发动机的一阶激励平衡策略建议更多平衡Roll方向的一阶激励，因为车身对Z向的激励更加敏感，即平衡75%Roll、25%Yaw。左右悬置可以采用不解耦的液压悬置，降低成本。 74混合动力特性概述混合动力特性概述序号部件改善燃油经济性技术NV现象悬置对策1发动机效率的改善-高膨胀比循环-减小摩擦损耗-减轻重量-发动机噪声-隔振和吸收，悬置的隔振率>20dB2发动机和电机控制-轻载，纯电模式驱动-驻车，发动机熄火-HEV，发动机频繁启停-发电机噪声和马达振动-发动机启停振动-车内瞬间冲击影响大-控制悬置系统最低固有频率，Tip

in/out方向悬置高刚度-优先选择钟摆式悬置布局-发动机低转速、高扭矩工作（电机充电模式）-车身振动和低速嗡嗡声-怠速充电，动力总成刚体模态解耦-悬置的隔振率>20dB-加速时的发动机高转速-发动机噪声-隔振和吸收，悬置的隔振率>20dB3电机/发电机-再生制动-电机/发电机的电磁噪声-电机制动力矩施加时间过长，发生反向敲击-悬置的反向限位段需要足够大-悬置的静刚度不能过低，限位不能过“软”混合动力NVH性能要求POWERTRAIN

DEGREE

OFFREEDOMMAX.

PT

C.G.MOTION

(mm)

OR(deg.)Fore/aft±13Lateral±7.5