第一章 緒論：對本研究之動機與目的進行說明，回顧過去動力總成懸置系統的設 計方法相關之文獻，並簡述本文架構。
第二章 理論基礎：針對過去所用之能量解耦法進行介紹，以及系統設計時的相關 要求、隔振理論。
第三章 動力總成懸置系統模型建立：建立懸置系統及動力系統模型，以動力系統 模型推導出的激勵源作為懸置系統受力的輸入，並定義動力系統的運作模 式，討論在不同操作情形下懸置系統的可靠度。最後以六個自由度的動力 總成懸置系統模型作為總成質心處六個方向上的振動特性變化分析。
第四章 原始系統振動分析：分析有無考慮傳動系下產生的激勵特性，並討論原始 設定下，系統在時域、頻域的振動響應特性、能量解耦分佈、各懸置之振 動傳遞率與受力。
第五章 系統最佳參數設計：以能量解耦最高等目標進行最佳參數設計，並與控制 加速度最小為目標的方式進行比較，討論對於系統的振動特性變化，並參 考設計要求做為判斷的依據，看是否有達到預期的效果。
第六章 結論：總結全文條列出本研究之結論與未來展望。
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第二章 理論基礎
懸置元件作為連結動力總成與車架間的連接件，其佈置及剛度的設定，對於 動力總成及整車的振動扮演著關鍵的角色。本章先介紹目前最常使用的能量解耦 佈置方法，並依據振動學的隔振理論及相關設計要求做為評估的依據，期望能達 到有效的減振。
2-1 動力總成懸置系統解耦佈置
過去依彈性軸、扭矩軸等理論進行佈置，其理論是以系統的中心主慣性軸為 座標系來佈置彈性元件，消除慣性耦合，使懸置的彈性中心位於系統的扭矩軸上 或質心處。
但往往受限於引擎室內的空間，無法達到理想中的佈置型式。因此提出能量 解耦法找尋可行的位置並調整懸置元件的剛度值，使各階頻率達到合理的能量分 佈。懸置系統的振動微分方程可以表示為[9]：
[
M
]q
[ ]C q
[ ]K q F t
( ) (2.1) 其中[M 、[ ]
]C 、[ ] K 分別為懸置系統的質量慣性矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣。
而
q 、 q 、 q 為懸置系統的廣義位移、速度、加速度向量， F t
( ) 為廣義激勵，其中
q [ x y z
x
y
z]
T。由於彈性元件的阻尼在微振幅作用下對懸置系統動態特性的影響很小，雖對 系統有指數衰減作用，但不影響系統的自然頻率，在考慮動力總成模態固有特性 時可以忽略。將系統簡化為：
[
M
]q
[ ]K q F t
( ) (2.2)7
8 強烈的垂向加速度，根據 ISO 2631-1[10]規範中以加速度均方根權重評估出的 舒適度等級和表 2.1 所示，應盡可能將垂向上的加速度值控制在 1
m s 以下。
/ 29
2. 各階自然頻率匹配
除了加速度外，為避免系統發生共振，應將自然頻率作合理化的匹配。當 車輛受激勵時，各部件的自然頻率範圍，參考[11]，整理如表 2.2 所示。
表 2.2 各部件自然頻率範圍[11]
振動情況及位置 頻率 Hz
路面激勵的頻率範圍 車體
1 ~ 3
座椅和駕駛員
4 ~ 8
發動機總成
5 ~ 18
前後橋
11 ~ 16
車輪共振
11 ~ 15
排氣管機械系統 12 ~ 22
發動機的振動頻率範圍 怠速抖動
20 ~ 30
車體彎曲扭轉
25 ~ 40
方向盤抖動
25 ~ 40
發動機總成彎曲
130 ~ 230
排氣管氣體系統100 ~ 1000
5Hz 25Hz
路面激勵頻率 發動機激勵頻率
圖 2.1 懸置頻率佈置範圍
為使動力源產生之振動及路面激勵被隔離和吸收。在設計時會將動力總成 的頻率限制在主要激勵頻率以下，
5Hz
以上，過低會跟車體本身共振。一般常 將產生的 6 階自然頻率分佈在5 ~ 25Hz
範圍內並避開與其它元件產生振動耦合 及人體較為敏感的頻率(主要跟在垂直 z 方向上的頻率相關)。10
3. 系統的解耦程度
根據能量解耦理論，系統受到外力時，會將所得到的動能分佈在這六個方 向上，若能將各階的自然頻率各自集中於某個方向，就能避免跟其它方向產生 振動耦合發生共振。因此各階頻率上的能量分佈就能判斷解耦的程度有多少，
若能集中於某個方向達到 100%就代表完全解耦。
4. 隔振率
依傳遞率判斷系統是否達到有效的隔振，2-3 節會做更完整的介紹。
5. 振動位移量的限制
受限於引擎室內的空間限制，設計時要確保動力總成具有合理的運動位移 量。不能碰撞到周圍的零組件，保持合理的距離。
2-3 隔振理論
為有效控制振動，透過隔振裝置將振源和欲保護的物件隔離開來，降低彼此 間的動態耦合，衰減不良的振動傳遞。對於動力總成懸置系統，自身的動力激勵 及來自於路面的激勵都經由懸置元件傳至車架及駕駛座上，如何透過良好的懸置 系統設計來達到減振降噪的效果，並保護整個動力總成就是一個相當重要的課 題。
動力總成懸置系統為一個六自由度的振動系統，因此進行隔振計算時，先將 動力總成簡化成單自由度系統的振動來介紹隔振原理[12]。
11
12
由(2.11)式及(2.9)式可得穩態幅值為
F
T0 X
( )k
2
(c
)2 ，作用力幅值為：2 2 2 2
0 ( )
F X k m c
，因此傳遞率為：2 2 2
0
2 2 2
2 2 2 2
0
( ) ( ) 1 (2 ) (1 ) (2 )
( )
T
k c
T F
F k m c
(2.12) 為評價隔振裝置是否有發揮效用的判斷指標。由(2.12)，比較在不同阻尼比
和頻率比 r 情況下的傳遞率，如圖 2.3 所示：圖 2.3 不同阻尼、頻率比下響應曲線
觀察圖 2.3 得出以下結論：
1. 在
1
時：為此系統的共振點，該點對阻尼非常敏感，阻尼越小產生的振幅越 大，應避開此共振區。2. 在
2
時：傳遞率 1
，即響應幅值經隔振元件傳遞後反而增大，當阻尼越 小產生的振幅越大，應避開此區域，並盡量使激勵頻率遠離自然頻率。3. 在
2
時：任何阻尼比的傳遞率都 1
。 Frequency ratio /
nT ra nsmi ssi bil it y
13
4. 在
2
時：為此系統的工作區，此區域內阻尼越小產生的振幅越小。但無論 阻尼大小，都會隨著頻率比的增加傳遞率減小，並逐漸趨於零，達到理想的隔 振效果。由以上結論可知，當在設計懸置系統時自然頻率的選取需考量動力操作區間的 激勵頻率，將頻率控制在適當的範圍，使頻率比值
2
才能達到隔振要求。遠離 自然頻率或是快速通過共振區，避免因共振造成懸置系統損壞及隔振性能的降 低。2-4 小結
本章先介紹過去進行懸置設計時使用的能量解耦方法，並列出評估懸置系統 的參考指標。由隔振理論可知應將自然頻率設定在激勵頻率的
1 2
倍以下，才會 使傳遞率 1
，達到衰減的效果。若能使傳遞率 1/10
，就可判斷此為一良好的懸 置隔振系統，透過這些理論更快幫助我們判斷一個好的懸置系統應有的特性表現 及設計時的目標。14