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動力總成懸置系統(tǒng)對汽車動力學(xué)性能的影響

2019-06-11 13:04:24·  來源：EDC電驅(qū)未來  
　
動力總成懸置系統(tǒng)是影響汽車NVH性能的關(guān)鍵子系統(tǒng)，其作用包括隔離動力總成的振動向車身傳遞，控制外部激勵引起的系統(tǒng)振動和沖擊等。目前，動力總成懸置系統(tǒng)的設(shè)
動力總成懸置系統(tǒng)是影響汽車NVH性能的關(guān)鍵子系統(tǒng)，其作用包括隔離動力總成的振動向車身傳遞，控制外部激勵引起的系統(tǒng)振動和沖擊等。
 
目前，動力總成懸置系統(tǒng)的設(shè)計方法已經(jīng)趨于完善，最常用的有扭矩軸解耦法和彈性軸解耦法 。但這類方法在應(yīng)用中通常假設(shè)動力總成安裝于固定的剛性基礎(chǔ)之上，從而忽略了汽車懸架和車身(或車架)等系統(tǒng)彈性的作用。
 
本文中針對動力總成懸置系統(tǒng)對汽車動力學(xué)性能的影響，分別建立了汽車前軸垂向振動模型和3自由度汽車側(cè)向動力學(xué)模型，并基于所建模型分別分析了懸置系統(tǒng)對汽車垂向和側(cè)向動力學(xué)性能的影響。
 
1 動力總成懸置系統(tǒng)對汽車垂向動力學(xué)性能的影響
 
解耦設(shè)計是動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計的重要內(nèi)容，經(jīng)過解耦的系統(tǒng)具有各向獨立的振動，能為系統(tǒng)的分析與設(shè)計帶來便利。假設(shè)動力總成懸置系統(tǒng)在垂向的振動完全解耦，并且動力總成的質(zhì)心近似位于前軸上方，那么將懸置系統(tǒng)和1/4車輛模型相結(jié)合建立的汽車前軸振動模型如圖1所示。
圖1 汽車前軸垂向振動模型
模型中，mp為動力總成的質(zhì)量，200kg；km和cm分別為懸置系統(tǒng)垂向剛度和阻尼；mb為車身質(zhì)量，767.31kg；ks和cs分別為懸架的剛度和阻尼；mu為非簧載質(zhì)量，42.81kg；kt為輪胎垂向剛度，254N/mm；q為地面位移輸入；F為動力總成的不平衡慣性力；zp，zb和zu分別為動力總成、車身和非簧載質(zhì)量的位移，m。對比1/4車輛模型，該模型中的簧載部分由動力總成和車身兩部分構(gòu)成。
建立系統(tǒng)的運動方程：
(1)
其中：
廣義坐標(biāo)向量z=(zp zb zu)T
質(zhì)量矩陣m=diag(mp mb mu)
阻尼矩陣
剛度矩陣
輸入剛度矩陣
激勵向量Q=(F q)T。
1.1 懸置系統(tǒng)對系統(tǒng)固有屬性的影響
確定動力總成懸置系統(tǒng)固有頻率的分布范圍的原則是根據(jù)發(fā)動機的怠速轉(zhuǎn)速、結(jié)構(gòu)類型和隔振設(shè)計要求確定系統(tǒng)頻率的上限；根據(jù)整車其他子系統(tǒng)的頻率配置確定系統(tǒng)頻率的下限。以怠速轉(zhuǎn)速600r/min為例，4缸、6缸和8缸發(fā)動機的怠速激振頻率分別為20，30和40Hz，因此，按照有效隔振設(shè)計要求確定的系統(tǒng)頻率分布上限分別為14.14，21.21和28.28Hz。根據(jù)不同車型整車各子系統(tǒng)的頻率配置，一般將懸置系統(tǒng)的頻率下限確定為5～6Hz。
在分析或設(shè)計動力總成懸置系統(tǒng)的固有屬性時，一般將系統(tǒng)以下的安裝固定部分簡化為無運動的剛體(相當(dāng)于直接固定在大地上)。雖然系統(tǒng)整體頻率分布的可行范圍已確定，但具體到系統(tǒng)的每階頻率卻須要根據(jù)隔振、承重等設(shè)計要求制定詳細(xì)的分布區(qū)間。以垂向振動頻率為例，如果不考慮懸置系統(tǒng)具體結(jié)構(gòu)的限制，那么該階頻率在理論上可配置為由第1階頻率至第6階頻率中的任一階。因此，該階頻率的理論分布區(qū)間即為系統(tǒng)頻率分布的可行范圍。
借用1/4車輛模型中偏頻的概念，將剛性固定基礎(chǔ)假設(shè)下的懸置系統(tǒng)頻率稱為偏頻，以區(qū)別于根據(jù)圖1振動模型計算得到的懸置系統(tǒng)固有頻率(彈性安裝基礎(chǔ))。在小阻尼條件下，系統(tǒng)無阻尼固有頻率和阻尼固有頻率相差不大。因此，忽略阻尼的影響，懸置系統(tǒng)的垂向偏頻ωp定義為
(2)
假定動力總成的質(zhì)量mp不變，則懸置系統(tǒng)的偏頻ωp與懸置剛度km有簡單的一一對應(yīng)關(guān)系。
為觀察彈性基礎(chǔ)對系統(tǒng)各階固有頻率，尤其是懸置系統(tǒng)垂向固有頻率的影響，將簧載質(zhì)量的偏頻引入振動模型。對于該模型，忽略懸架阻尼的影響，簧載質(zhì)量的偏頻ωs定義為
(3)
同樣，假定動力總成的質(zhì)量mp和車身的質(zhì)量mp不變，簧載質(zhì)量的偏頻ωs與懸架剛度ks也有簡單的一一對應(yīng)關(guān)系。
根據(jù)上述分析，假定懸置系統(tǒng)垂向偏頻的理論分布范圍是[5，30]Hz，同時選擇簧載質(zhì)量偏頻的水平分別為0.8，0.9，1.0，1.1和1.2Hz。忽略系統(tǒng)中所有阻尼的影響，在每個水平的簧載質(zhì)量偏頻下，分析懸置偏頻的變化對振動系統(tǒng)各階固有頻率的影響。結(jié)果分別如圖2～圖4所示。
圖2 懸置偏頻對懸置系統(tǒng)固有頻率的影響
圖3 懸置偏頻對車身固有頻率的影響
圖4 懸置偏頻對非簧載質(zhì)量固有頻率的影響
由圖2可見，在懸置系統(tǒng)偏頻的整個變化范圍內(nèi)，計算得到的懸置系統(tǒng)固有頻率(第2階頻率)均大于對應(yīng)的偏頻值；同時，簧載質(zhì)量偏頻的變化對懸置系統(tǒng)的固有頻率幾乎沒有影響。這說明，在計算懸置系統(tǒng)的固有頻率時，剛性固定基礎(chǔ)的假設(shè)并不準(zhǔn)確，懸置系統(tǒng)以下的彈性安裝基礎(chǔ)對系統(tǒng)的固有頻率有著一定的影響，但該影響對簧載質(zhì)量偏頻或懸架剛度的變化不敏感。
在簧載質(zhì)量偏頻等于0.8Hz的條件下，懸置系統(tǒng)偏頻取5,10和15Hz時的系統(tǒng)第2階模態(tài)向量分別為[0.96，-0.25，-0.09]，[0.96，-0.25，-0.09]和[0.97，-0.25，0.03]。這說明，在系統(tǒng)發(fā)生第2階固有振動時，動力總成與車身反向運動，因而導(dǎo)致懸置系統(tǒng)的固有頻率大于偏頻值。另外，隨著偏頻的增高，懸置系統(tǒng)的剛度值不斷增大，而動力總成與車身在固有振動中的幅值比卻基本保持不變，這將使懸置系統(tǒng)的固有頻率與偏頻之差逐漸增大。計算結(jié)果顯示，該差值在偏頻取5，10和15Hz時分別為0.63，1.23和1.85Hz。
由圖3可見，對于所有水平的簧載質(zhì)量偏頻，懸置系統(tǒng)偏頻的變化對車身固有頻率(第1階頻率)幾乎沒有影響。當(dāng)懸置系統(tǒng)偏頻等于5Hz的條件下，簧載質(zhì)量偏頻取0.8，0.9和1.0Hz時的系統(tǒng)第1階模態(tài)向量分別為[0.71，0.70，0.06]，[0.72，0.69，0.08]和[0.72，0.69，0.09]。這表明，在系統(tǒng)發(fā)生第1階固有振動時，動力總成與車身幾乎同向、同幅值振動，因此可將二者看作一個剛體；同時，由于非簧載質(zhì)量與車身也是同向振動，故車身部分的固有頻率要小于簧載質(zhì)量的偏頻。
由圖4可見，在簧載質(zhì)量偏頻的整個變化范圍內(nèi)，除13Hz外，懸置系統(tǒng)偏頻的變化對非簧載質(zhì)量的固有頻率(第3階頻率)幾乎沒有影響。這說明，對于所有水平的簧載質(zhì)量偏頻，非簧載質(zhì)量的偏頻大約為13Hz。因此，當(dāng)懸置系統(tǒng)的偏頻位于13Hz附近時，動力總成和非簧載質(zhì)量在系統(tǒng)發(fā)生第3階固有振動時有較強的耦合作用，從而引起非簧載質(zhì)量的固有頻率發(fā)生較大的波動。所以，動力總成懸置系統(tǒng)的垂向頻率應(yīng)避開非簧載質(zhì)量的頻率，以避免二者之間較強的耦合。
1.2 懸置系統(tǒng)對垂向動力學(xué)性能的影響
對于1/4車輛模型，垂向動力學(xué)性能的評價指標(biāo)通常是車身加速度、懸架動撓度和車輪動載荷。車身加速度直接反映了乘坐舒適性的優(yōu)劣；懸架動撓度關(guān)系到懸架限位塊起作用的頻率，從而間接影響乘坐舒適性；車輪動載荷表征了輪胎接地力的變化情況，與汽車操縱穩(wěn)定性關(guān)系密切。
在本文中，由于模型中引入了動力總成懸置系統(tǒng)，故車身加速度的含義與1/4車輛模型不同。新模型可直接采用車身的加速度，而1/4車輛模型的車身加速度實質(zhì)上是簧載質(zhì)量的加速度。懸架動撓度與車輪動載荷的定義與1/4車輛模型相同。
假定動力總成懸置系統(tǒng)垂向偏頻的理論分布范圍是[5，30]Hz，阻尼比的理論分布范圍是[0.01，0.3]。在車速為90km/h，C級路面輸入的條件下,分析二者的變化對汽車垂向動力學(xué)性能的影響，結(jié)果分別如圖5～圖7所示。
圖5 懸置系統(tǒng)的偏頻和阻尼比對車身加速度的影響
圖6 懸置系統(tǒng)的偏頻和阻尼比對懸架動撓度的影響
圖7 懸置系統(tǒng)的偏頻和阻尼比對車輪動載荷的影響
假設(shè)汽車垂向動力學(xué)性能的第i個評價指標(biāo)為PIi，則該指標(biāo)的均方值為
(4)
式中：n0為參考空間頻率，n0=0.1m-1；Gq(n0)為參考空間頻率下的路面功率譜密度；u為車速；F(PIi)和分別為性能指標(biāo)PIi和路面速度輸入的傅立葉變換。
由式(4)可知，性能指標(biāo)PIi的均方值與Gq(n0)和u的乘積成正比，因此，當(dāng)Gq(n0)和/或u增大時，均方值的計算結(jié)果都是在原始結(jié)果的基礎(chǔ)上乘以某個系數(shù)而得到的。由于Gq(n0)和u表征了汽車的行駛工況，因此可知行駛工況的變化不會對分析結(jié)果產(chǎn)生影響，系統(tǒng)分析可在任意工況下進(jìn)行。
由圖5可知，當(dāng)阻尼比較低時，隨著懸置系統(tǒng)偏頻的增高，車身加速度呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢，最大值大約出現(xiàn)在偏頻13Hz處。根據(jù)第1.1節(jié)中的分析可知，當(dāng)懸置系統(tǒng)的偏頻取13Hz時，動力總成的運動與非簧載質(zhì)量的運動有著較強的耦合。因而，當(dāng)懸置系統(tǒng)的偏頻接近非簧載質(zhì)量的頻率時，汽車的乘坐舒適性和動力總成在垂向的運動控制都將受到不利影響。當(dāng)阻尼比較高時，隨著懸置系統(tǒng)偏頻的增高，車身加速度呈現(xiàn)平滑下降的趨勢。當(dāng)偏頻高于15Hz后，車身加速度處于較低的水平，變化趨勢不再明顯。對于任意的懸置系統(tǒng)偏頻，隨著阻尼比的增大，車身加速度呈現(xiàn)平滑下降的趨勢。但當(dāng)偏頻取值較小時，下降趨勢較為明顯；而當(dāng)偏頻取值較大時，下降趨勢則不很明顯。
由圖6可知，當(dāng)懸置系統(tǒng)的偏頻取值較小而阻尼較大時，懸架動撓度達(dá)到最小值；當(dāng)偏頻取值大于15Hz后，懸架動撓度基本不再發(fā)生變化。但在懸置系統(tǒng)偏頻和阻尼比的整個變化范圍內(nèi)，懸架動撓度很小，最大值與最小值之差僅為0.03mm。因此，懸置系統(tǒng)對懸架動撓度的影響較小。
由圖7可知，懸置系統(tǒng)對車輪動剛度的影響與車身動撓度基本相同。但是，與懸架動撓度相似，在懸置系統(tǒng)偏頻和阻尼比的整個變化范圍內(nèi)，車輪動剛度的變化范圍也很小，最大值與最小值之差僅為5.53N。因此，懸置系統(tǒng)對車輪動剛度的影響也較小。
2 動力總成懸置系統(tǒng)對汽車側(cè)向動力學(xué)性能的影響
假設(shè)動力總成懸置系統(tǒng)在縱向和側(cè)向的振動完全解耦，且動力總成的質(zhì)心近似位于前軸上方，將線性2自由度汽車模型(自行車模型)與動力總成懸置系統(tǒng)相結(jié)合，建立汽車3自由度側(cè)向動力學(xué)模型，如圖8所示。
圖8 汽車3自由度側(cè)向動力學(xué)模型
圖9 汽車各點速度關(guān)系
假設(shè)汽車沿x軸方向的速度保持恒定，則可忽略動力總成相對車身的縱向運動，而只考慮其側(cè)向運動。汽車質(zhì)心速度、前軸速度(動力總成)和后軸速度的關(guān)系如圖9所示，三者在x軸方向的投影均為u。
建立汽車3自由度側(cè)向動力學(xué)模型的運動方程：
(5)
式中:mp為動力總成的質(zhì)量，kg；m和I分別為以車身為主體的汽車其他子系統(tǒng)的總質(zhì)量和通過質(zhì)心繞垂直軸的轉(zhuǎn)動慣量，kg和kg·m2；k1和k2分別為前軸和后軸的側(cè)偏剛度，N/rad；a,b和l分別為其他子系統(tǒng)的質(zhì)心至前軸軸線、后軸軸線和動力總成質(zhì)心沿x方向的距離，m；k和c分別為懸置系統(tǒng)在側(cè)向的剛度和阻尼；u和v分別為汽車在x軸、y軸方向的速度分量，m/s；ω為汽車橫擺角速度，rad/s；yp為動力總成相對車身的側(cè)向位移，m。
在2自由度模型中，假設(shè)整車的質(zhì)量為M，繞z軸的轉(zhuǎn)動慣量為I0。當(dāng)模型中引入動力總成懸置系統(tǒng)后，整車可分為兩部分：一部分是動力總成；另一部分是以車身為主體的汽車其他子系統(tǒng)。根據(jù)直接測得的整車與動力總成的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量，計算3自由度模型中車身的質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量和質(zhì)心位置。
具體步驟如下所述。
(1)質(zhì)量相等原則：
M=m+mp
(6)
(2)轉(zhuǎn)動慣量相等原則(忽略動力總成繞通過其質(zhì)心的z軸的轉(zhuǎn)動慣量)：
I0=m(a-A)2+I+mp(l-a+A)2
(7)
式中A為整車質(zhì)心至前軸沿x方向的距離(由于動力總成前置，故A要小于a)。
(3)前、后軸質(zhì)量分配相等原則。以后軸質(zhì)量為例：
(8)
式中L為軸距。
根據(jù)式(6)～式(8)計算得
式中λ為動力總成與整車的質(zhì)量比，λ=mp/M。
模型中各參數(shù)的數(shù)值如表1所示。
表1 汽車3自由度側(cè)向動力學(xué)模型參數(shù)值
2.1 角階躍輸入下的汽車瞬態(tài)與穩(wěn)態(tài)響應(yīng)分析
根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)《GB/T 6323—2014汽車操縱穩(wěn)定性試驗方法》，在汽車前輪上施加角階躍輸入以進(jìn)行瞬態(tài)響應(yīng)試驗。
試驗車速按照汽車最高車速的70%確定，為140km/h；階躍輸入的最終轉(zhuǎn)角按照汽車穩(wěn)態(tài)側(cè)向加速度為4m/s2確定；在時間為1s時開始施加階躍輸入，施加過程歷時0.3s。
汽車橫擺角速度的時域響應(yīng)曲線如圖10所示，圖中對比了懸置系統(tǒng)的側(cè)向偏頻為5和20Hz及原始2自由度模型的橫擺角速度響應(yīng)曲線。
圖10 轉(zhuǎn)向階躍輸入下的橫擺角速度響應(yīng)
由圖10可見，懸置系統(tǒng)偏頻為5和20Hz時的橫擺角速度響應(yīng)曲線相差不大，但二者與2自由度模型的響應(yīng)曲線卻有明顯的差別。說明懸置系統(tǒng)偏頻在可行范圍內(nèi)的變化對汽車橫擺角速度響應(yīng)的影響很??；但是，懸置系統(tǒng)的引入?yún)s對汽車橫擺角速度響應(yīng)有著較為明顯的影響，2自由度模型橫擺角速度響應(yīng)的最大值大于3自由度模型。因此，為能更精確地預(yù)測汽車對轉(zhuǎn)向輸入的響應(yīng)，必須考慮動力總成懸置系統(tǒng)的影響。
汽車在轉(zhuǎn)向角階躍輸入下的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)是等速圓周運動。由圖10還可見，各曲線在2s以后均趨于穩(wěn)定，且最終的穩(wěn)態(tài)值也相同。穩(wěn)態(tài)橫擺角速度增益與車速、整車質(zhì)量、質(zhì)心位置和輪胎側(cè)偏剛度有關(guān)，而2自由度模型與3自由度模型在這些方面均相同，因此懸置系統(tǒng)的引入不會對汽車的穩(wěn)態(tài)特性產(chǎn)生影響。
根據(jù)橫擺角速度的響應(yīng)曲線計算響應(yīng)時間、峰值響應(yīng)時間和超調(diào)量(各指標(biāo)定義參考測試標(biāo)準(zhǔn))，結(jié)果如圖11所示。由圖11中可見，懸置系統(tǒng)偏頻的變化對響應(yīng)時間和峰值響應(yīng)時間都沒有產(chǎn)生明顯的影響。由于記錄時間的最小分辨率為0.001s，故響應(yīng)時間和峰值響應(yīng)時間的變化曲線沒有呈現(xiàn)出比較直觀的變化趨勢。超調(diào)量的曲線顯示，在懸置系統(tǒng)的偏頻由6Hz增高的過程中，超調(diào)量呈現(xiàn)緩慢增大的趨勢，但是15Hz以后超調(diào)量趨于穩(wěn)定。當(dāng)懸置系統(tǒng)的偏頻由5Hz增大至6Hz時，超調(diào)量有所下降。出現(xiàn)該現(xiàn)象的原因是當(dāng)懸置系統(tǒng)的偏頻較低時，動力總成會產(chǎn)生相對車身的幅值較大的振動，該振動與車身響應(yīng)有著較強的耦合，使橫擺角速度響應(yīng)曲線出現(xiàn)微小的“高頻”(相對汽車橫擺固有頻率而言)波動，增大了響應(yīng)的最大值，從而造成超調(diào)量增大。
圖11 轉(zhuǎn)向階躍輸入下的各項性能指標(biāo)
對于原始的2自由度模型，根據(jù)橫擺角速度響應(yīng)計算得到的響應(yīng)時間、峰值響應(yīng)時間和超調(diào)量分別為0.14s，0.301s和15.90%。前兩者相對3自由度模型變化不大，而超調(diào)量相對3自由度模型卻明顯增大。
2.2 角脈沖輸入下的汽車瞬態(tài)響應(yīng)分析
根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)《GB/T 6323—2014汽車操縱穩(wěn)定性試驗方法》，在汽車前輪上施加角脈沖輸入以進(jìn)行瞬態(tài)響應(yīng)試驗。
試驗車速按照汽車最高車速的70%確定為140km/h；脈沖輸入的最大轉(zhuǎn)角按照汽車側(cè)向加速度的最大值確定為4m/s2；在時間為1s時開始施加階躍輸入，施加過程歷時0.3s。
對汽車的轉(zhuǎn)向輸入和橫擺角速度響應(yīng)分別進(jìn)行傅立葉變換，然后根據(jù)二者的比值計算得到橫擺角速度的頻率響應(yīng)特性。汽車橫擺角速度的頻率響應(yīng)曲線如圖12所示，圖中給出了懸置系統(tǒng)偏頻為5和20Hz時及原始2自由度模型的橫擺角速度頻率響應(yīng)曲線。根據(jù)橫擺角速度的頻率響應(yīng)曲線計算諧振頻率、諧振峰值和相位滯后角(各指標(biāo)定義參考標(biāo)準(zhǔn)《QC/T 480—1999汽車操縱穩(wěn)定性指標(biāo)限值與評價方法》)，結(jié)果如圖13所示。
圖12 汽車橫擺角速度頻率響應(yīng)曲線
圖13 轉(zhuǎn)向脈沖輸入下的各項性能指標(biāo)
由圖12可知，當(dāng)懸置系統(tǒng)的偏頻由5升至20Hz時，橫擺角速度的頻響曲線變化不大，但是二者與2自由度模型的計算結(jié)果有著明顯的差別。當(dāng)轉(zhuǎn)向輸入頻率較低時，2自由度模型和3自由度模型的橫擺角速度增益相差不大；當(dāng)轉(zhuǎn)向輸入頻率接近系統(tǒng)的諧振頻率時，兩個模型橫擺角速度增益的差別最大。至于相位滯后角，當(dāng)頻率小于0.8Hz時，2自由度模型的滯后角(本文中如不作特殊說明，均指絕對值)略小于3自由度模型；而當(dāng)激勵頻率大于0.8Hz時，2自由度模型的滯后角大于3自由度模型，且二者之差隨著頻率的增大而加大，說明2自由度模型對低頻轉(zhuǎn)向輸入的響應(yīng)更快，而3自由度模型對高頻轉(zhuǎn)向輸入的響應(yīng)更快。
由圖13可見，隨著懸置系統(tǒng)偏頻的升高，諧振頻率、諧振峰值和相位滯后角均呈現(xiàn)逐漸增大的趨勢。但當(dāng)偏頻大于15Hz后，增大的勢頭趨于平緩。橫擺角速度響應(yīng)的諧振頻率一般要求越大越好，因此設(shè)計中應(yīng)將懸置系統(tǒng)的側(cè)向頻率配置得高一些；但是，隨著偏頻的升高，諧振峰值也逐漸增大，這與該指標(biāo)的理想設(shè)計要求相悖；雖然相位滯后角隨偏頻呈現(xiàn)增大趨勢，但變化很小。
對于原始的2自由度模型，根據(jù)橫擺角速度頻率響應(yīng)曲線計算得到的諧振頻率、諧振峰值和相位滯后角分別為1.04Hz，1.74dB和-23.65°。相對3自由度模型，3項指標(biāo)均出現(xiàn)了明顯的變化。
 
3 結(jié)論
(1)在懸置系統(tǒng)垂向偏頻的合理變化范圍內(nèi)，懸置系統(tǒng)的固有頻率均大于對應(yīng)的偏頻值，車身和非簧載質(zhì)量的固有頻率幾乎不發(fā)生變化；在簧載質(zhì)量偏頻的合理變化范圍內(nèi)，懸置系統(tǒng)的固有頻率幾乎不變化。
(2)當(dāng)懸置系統(tǒng)的垂向阻尼較低時，車身加速度隨系統(tǒng)垂向偏頻的升高呈現(xiàn)出先增大后減小的變化趨勢；當(dāng)懸置系統(tǒng)的垂向阻尼較高時，車身加速度隨系統(tǒng)垂向偏頻的升高呈現(xiàn)出平穩(wěn)減小的變化趨勢；當(dāng)懸置系統(tǒng)的頻率接近非簧載質(zhì)量的頻率且系統(tǒng)垂向阻尼較小時，車身加速度最大；懸置系統(tǒng)的垂向偏頻和阻尼對懸架動撓度和車輪動載荷的影響很小。
(3)為了更加準(zhǔn)確地預(yù)測汽車對轉(zhuǎn)向輸入的響應(yīng)，有必要考慮動力總成懸置系統(tǒng)的影響。
(4)對于汽車在轉(zhuǎn)向角階躍輸入下的橫擺角速度響應(yīng)，懸置系統(tǒng)側(cè)向偏頻的變化對響應(yīng)時間、峰值響應(yīng)時間和超調(diào)量的影響不大；但當(dāng)懸置系統(tǒng)的側(cè)向偏頻較低時，動力總成的側(cè)向運動與車身的橫擺運動會產(chǎn)生較強的耦合進(jìn)而引起橫擺角速度的超調(diào)量增大。
(5)隨著懸置系統(tǒng)側(cè)向偏頻的升高，整車的橫擺諧振頻率有增高的趨勢，但同時會伴隨諧振峰值的增大；相位滯后角雖有增大的趨勢，但變化很小。
 
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