孫偉，董立君，張睿，鮑君波，王鋼林

中國航空研究院，北京 100089

民機渦扇發(fā)動機的振動是飛機艙內(nèi)振動與噪聲的主要來源之一。隨著民機翼身融合布局[1]的提出，背撐式發(fā)動機安裝方式被越來越多地關(guān)注。相比傳統(tǒng)渦扇發(fā)動機翼吊式安裝，背撐式尤其是發(fā)動機高置式安裝帶來了發(fā)動機-支架系統(tǒng)的顯著振動問題[2]。

目前對發(fā)動機振動進行減弱和隔離主要通過發(fā)動機安裝結(jié)構(gòu)的減隔振設(shè)計來實現(xiàn)。針對發(fā)動機安裝結(jié)構(gòu)減隔振設(shè)計的研究集中在安裝結(jié)構(gòu)剛度、系統(tǒng)阻尼等方面。參考文獻[3]和[4]設(shè)計和運用結(jié)構(gòu)的非線性剛度來實現(xiàn)隔振，提出了單自由度系統(tǒng)典型的高靜低動（HSLDS）剛度隔振器，由于引入了負剛度，系統(tǒng)在特定位置處的動剛度很低對隔振有利。參考文獻[5]和[6]提出了一種利用彈性元件內(nèi)力平衡的準-零剛度隔振系統(tǒng)，該方法利用彈性元件的初始參數(shù)和預應力來提供系統(tǒng)負剛度，具有幾何和物理層面上的非線性效應。然而，典型的高靜低動隔振設(shè)計在發(fā)動機減隔振設(shè)計方面運用較少，主要受限于負剛度引入的限制。目前，航空領(lǐng)域主要采用線性剛度和阻尼器組成的隔振器實現(xiàn)發(fā)動機減隔振。隔振器的阻尼依靠粘彈性材料（如橡膠）獲取[7]，天然橡膠和聚氯丁橡膠的阻尼比約為0.05，且在壓縮狀態(tài)下其能吸收更多的變形能。相比材料阻尼，摩擦阻尼（摩擦耗散功）作為一種新型阻尼形式也被用來進行結(jié)構(gòu)減振設(shè)計，摩擦阻尼的引入給振動系統(tǒng)帶來了強的非線性效應[8]，加大了系統(tǒng)響應求解的難度。

參考文獻[9]提出一種彈片局部共振-干摩擦阻尼器，在不損失承力結(jié)構(gòu)支承剛度的前提下，增強其結(jié)構(gòu)阻尼及機械阻抗，從而降低結(jié)構(gòu)振動響應，實現(xiàn)在寬頻激勵下對承力結(jié)構(gòu)振動影響的有效控制。參考文獻[10]提出一種適用于一般薄壁結(jié)構(gòu)的波紋形干摩擦阻尼器，具有適用性強、正壓力調(diào)節(jié)方便、易于安裝等特點。干摩擦阻尼器在航空發(fā)動機中減振抑振運用廣泛[11]，主要包含旋轉(zhuǎn)葉片、整體葉盤和薄壁旋轉(zhuǎn)構(gòu)件。在渦扇發(fā)動機減隔振安裝設(shè)計方面，參考文獻[12]和[13]分別對鉸接連桿安裝節(jié)的減隔振性能進行試驗與分析，研究表明鉸接連桿安裝節(jié)有著較高的滾轉(zhuǎn)-側(cè)向阻尼且在側(cè)向上減振效果顯著。

目前，在翼身融合布局飛機上采用背撐式發(fā)動機安裝形式存在支架結(jié)構(gòu)傳力路線長、重量約束導致支架的剛度較弱、發(fā)動機工作段激振頻率與安裝系統(tǒng)固有頻率重疊等問題[14]。尤其是側(cè)向激振問題突出，安裝結(jié)構(gòu)失效風險大。安裝系統(tǒng)剛度的匹配、阻尼的引入成為減隔振設(shè)計的難點。本文針對鉸接連桿安裝節(jié)在渦扇發(fā)動機減隔振設(shè)計上開展研究。對鉸接三連桿安裝節(jié)的非線性剛度特性開展分析與數(shù)值模擬，進一步對鉸鏈干摩擦阻尼矩進行理論分析并對發(fā)動機安裝系統(tǒng)的簡化四連桿機構(gòu)進行時域內(nèi)的阻尼振動分析。最后，針對背撐式發(fā)動機布局開展發(fā)動機-安裝節(jié)-支架系統(tǒng)的減振分析，揭示鉸接連桿安裝在渦扇發(fā)動機安裝結(jié)構(gòu)中的減隔振作用。

1 渦扇發(fā)動機安裝結(jié)構(gòu)

大型民用飛機發(fā)動機的安裝有多種形式，包括傳統(tǒng)的機翼吊掛安裝、機身側(cè)掛安裝和尾翼支撐安裝等。雖然發(fā)動機的安裝形式不同，但發(fā)動機與機體結(jié)構(gòu)的連接形式卻相對固定，多采用了前后兩點吊掛的安裝方式，如圖1（a）所示。發(fā)動機的推力通過推力桿作用在后安裝節(jié)上并傳遞給機體結(jié)構(gòu)。

圖1 民機渦扇發(fā)動機的典型安裝方式Fig.1 Typical installation mode of civil aircraft turbofan engine

目前，渦扇發(fā)動機安裝普遍采用鉸接連桿安裝方式進行發(fā)動機與機體的連接。鉸接連桿的“柔性”安裝引入的非線性剛度和摩擦阻尼矩實現(xiàn)了發(fā)動機安裝結(jié)構(gòu)可靠的減隔振設(shè)計，它與專門的隔振裝置相比具有重量輕、使用壽命長等特點。針對民用飛機翼身融合布局形式，發(fā)動機被支架支撐在離機身一定高度的位置，形成背撐式發(fā)動機安裝形式，如圖1（b）所示。本文研究鉸接連桿安裝節(jié)在新式布局形式下發(fā)動機的安裝和減隔振分析。

1.1 鉸接連桿安裝節(jié)

鉸接連桿安裝節(jié)由三根連桿（包括兩根側(cè)桿Lb、一根中桿Lh）和安裝節(jié)支架組成，如圖2（a）所示。對發(fā)動機安裝節(jié)進行簡化如圖2（b）所示，發(fā)動機質(zhì)心M到三桿焦點O的距離e、發(fā)動機風扇機匣半徑R、后安裝節(jié)與前安裝節(jié)類似，不同的是側(cè)桿的交點位于延長線上。

圖2 發(fā)動機安裝節(jié)示意圖Fig.2 Schematic diagram of engine mount

單個安裝節(jié)在平面內(nèi)理論上可約束發(fā)動機三個自由度，但由于安裝節(jié)的三根連接桿共線，在平衡位置發(fā)動機繞O點的轉(zhuǎn)動剛度很低。當前后安裝節(jié)的轉(zhuǎn)動中心重合時，發(fā)動機在平衡位置存在繞O點的轉(zhuǎn)動自由度。這意味著通過前、后安裝節(jié)固定的發(fā)動機在平衡位置處繞O點轉(zhuǎn)動的剛度很低。而當發(fā)動機在偏離平衡位置后，由安裝節(jié)三桿在軸向變形下產(chǎn)生的約束剛度迅速增加，形成對發(fā)動機非線性的剛度約束。

1.2 安裝節(jié)高靜低動特性

參考GEnx 2B發(fā)動機建立目標發(fā)動機的分析模型。發(fā)動機不包含短艙的整體掛載安裝質(zhì)量約為7.0t，長度約4170mm，風扇直徑約3.2m。以發(fā)動機軸線為坐標x軸，豎向下為坐標y軸，發(fā)動機風扇前端面圓心為原點建立局部坐標系。發(fā)動機質(zhì)心點坐標為(x=2085mm,y=0,z=0)，轉(zhuǎn)動慣量取值分別為：Ixx=5.3×105t·mm2,Iyy=1.0×107t·mm2,Izz=1.0×107t·mm2。前 安 裝 節(jié) 處 發(fā) 動 機 機 匣 風 扇 直 徑 約3200mm，后安裝節(jié)所在發(fā)動機截面直徑約1500mm。對發(fā)動機安裝節(jié)進行幾何尺寸設(shè)計，前安裝節(jié)斜桿長度Lb為158mm，分布角φ=8°。后安裝節(jié)斜桿長度Lb為283mm，分布角φ=30°。斜桿交點與發(fā)動機質(zhì)心的距離e約為1300mm。

安裝節(jié)鉸接連桿設(shè)計分別對應發(fā)動機安裝設(shè)計的兩種主要載荷工況：（1）靜強度載荷工況：主要考慮發(fā)動機質(zhì)量慣性過載和發(fā)動機推力，其特點是載荷大、響應頻率低；（2）振動載荷工況：主要考慮發(fā)動機轉(zhuǎn)子工作過程中引發(fā)的周期載荷，其特點是載荷幅值小，呈周期激勵并對結(jié)構(gòu)存在激振。渦扇發(fā)動機的推力載荷通過推力桿傳遞到后安裝節(jié)并直接傳遞到機體結(jié)構(gòu)，在本文安裝節(jié)減隔振設(shè)計中不考慮?？紤]發(fā)動機典型側(cè)向過載nz下安裝節(jié)的變形及其對發(fā)動機的約束剛度，在有限元軟件中建立發(fā)動機剛體模型和彈性連桿安裝節(jié)，安裝節(jié)斜桿采用鋼質(zhì)矩形截面尺寸為120mm×30mm，中桿鋼質(zhì)矩形截面尺寸為120mm×50mm。在發(fā)動機質(zhì)心上作用側(cè)向集中載荷Fz，模擬得到發(fā)動機-安裝節(jié)的變形如圖3（a）所示。在前后安裝節(jié)約束下，發(fā)動機側(cè)向變形主要表現(xiàn)為整體繞安裝節(jié)焦點O的轉(zhuǎn)動。

模擬得到的側(cè)向加載力-位移曲線如圖3（b）所示。在大側(cè)向載荷工況下發(fā)動機側(cè)向靜剛度較大，側(cè)向力100kN 時，發(fā)動機-安裝節(jié)系統(tǒng)質(zhì)心處側(cè)向切線剛度約為2.5kN/mm。這使得安裝結(jié)構(gòu)可以承受較大的發(fā)動機側(cè)向過載而變形可控；而在平衡位置周期振動載荷下發(fā)動機-安裝節(jié)側(cè)向動剛度較低。在側(cè)向力2kN時，側(cè)向切線剛度僅為0.2kN/mm。這表明三桿系組成的鉸接連桿安裝節(jié)具有典型的側(cè)向高靜低動特性，具備側(cè)向隔振效應。

圖3 發(fā)動機-安裝節(jié)的側(cè)向剛度Fig.3 Lateral stiffness of engine-mount system

2 鉸接連桿阻尼特性

2.1 鉸鏈干摩擦阻尼矩

由于安裝節(jié)采用間隙連桿裝配，在平衡位置附近可簡化成典型的四連桿機構(gòu)（忽略平衡位置的側(cè)向剛度），四連桿機構(gòu)包括兩根側(cè)連接桿、發(fā)動機本體和安裝節(jié)橫梁。安裝節(jié)側(cè)連接桿耳片與銷釘之間的轉(zhuǎn)動摩擦形成了安裝節(jié)的運動阻尼。以簡化二維鉸鏈為研究對象，考慮等效集中載荷P作用下銷釘?shù)目走叺慕佑|應力分布。根據(jù)參考文獻[14]面內(nèi)彈性圓柱在無限大帶孔彈性體中的接觸應力解析法獲取銷釘接觸面上的法向應力分布，如圖4 所示。假設(shè)接觸面滿足赫茲接觸關(guān)系時，銷釘與耳片的半接觸角ε計算表達式如下

圖4 圓柱彈性體法向接觸應力分布示意圖Fig.4 Schematic diagram of normal contact stress distribution of cylindrical elastomer

在上述簡化分析的基礎(chǔ)上，可以得到赫茲接觸假設(shè)下[14]同種材料銷釘-耳片的接觸法向應力分布

式中：y= tan(φ/2)，進一步對式（3）進行積分可以得到銷釘-耳片連接的摩擦阻尼矩

式中：μ為接觸面動摩擦系數(shù)，R2為銷釘半徑。

本文采用ABAQUS進行銷釘-耳片的接觸摩擦有限元分析和驗證，二維有限元模型如圖5所示。銷釘-耳片材料均為鋼。耳片外徑30mm，孔徑R1=10mm。耳片與銷釘?shù)拈g隙采用δ=(R1-R2)/R1來確定，通過調(diào)整銷釘半徑來調(diào)整模型的間隙量。有限元模型采用平面應力單元（CPS4R），為保證接觸區(qū)大小和接觸應力的計算精度，在接觸半圓周向網(wǎng)格劃分數(shù)采用80。在徑上單元網(wǎng)格數(shù)18，采用變密度設(shè)置，在靠近接觸面單元徑向尺寸約為0.5mm。計算采用不同的δ參數(shù)進行對比分析，分別為δ=0.1%、0.5%、1.0%、2.5%和5.0%，同時考慮兩個名義孔擠壓應力σs=P Dt（取值分別為50MPa 和500MPa）。銷釘-耳片采用surfacesurface 接觸，參考鋼-鋼的接觸滑動摩擦系數(shù)設(shè)定μ=0.12。計算采用Standard 靜力求解器開啟幾何非線性，設(shè)置兩個分析步驟：Step-1進行軸向載荷的施加（F=1000N，對應σs=50MPa）；Step-2 在Step-1 基礎(chǔ)上對銷釘進行旋轉(zhuǎn)位移（UR3）施加并輸出摩擦阻尼矩。對比分析表明銷釘采用彈性體（E=210GPa）或剛體對耳片（彈性體：材料鋼）的應力分布影響不大，因此本文計算時銷釘采用剛體進行分析，耳片的應力計算結(jié)果如圖6所示。

圖5 銷釘-耳片有限元分析網(wǎng)格模型Fig.5 FEA mesh model of Pin and lug

圖6 摩擦阻尼矩有限元計算結(jié)果(δ=1.0%)Fig.6 Simulation results of the friction damping moment by FEA(δ=1.0%)

計算結(jié)果顯示，阻尼矩隨接觸面的相對滑動呈現(xiàn)階躍特性（強非線性）。銷釘與耳片在不同間隙量δ和名義應力σs作用下，接觸應力分布與半接觸角ε存在顯著差異。圖7為赫茲接觸理論對銷釘-耳片法向接觸應力與接觸角計算的結(jié)果，可以看出在相同載荷作用下，當δ增加，接觸角顯著降低同時接觸應力峰值提高。隨著δ的降低與σs的提高，接觸角甚至超過π/2（赫茲接觸假設(shè)失效）。進一步通過有限元模擬驗證理論分析得到的摩擦阻尼矩，結(jié)果見表1。

表1 FEA與接觸理論預測摩擦阻尼矩結(jié)果對比Table 1 Comparison between friction damping moment predicted by FEA and contact theory

圖7 銷釘-耳片法向接觸應力—接觸角Fig.7 the normal contact stress and contact angle of the pin

對比有限元與解析解發(fā)現(xiàn)，當接觸角ε＜0.5rad時，理論解得到摩擦阻尼矩誤差較小，約為3%；當δ>5%時，即使在大載荷下，赫茲接觸理論也能較好地預測阻尼矩，誤差不超過3.2%；而當間隙量小且載荷較大時，解析解存在較大偏差，主要原因是赫茲接觸假設(shè)失效?？紤]發(fā)動機安裝節(jié)采用的間隙連桿，銷釘-耳片之間的半徑差一般較大，本文直接利用赫茲接觸確定摩擦阻尼矩是合適的。當考慮緊配合或大載荷下的接觸摩擦阻力矩，接觸區(qū)與接觸法向應力的計算不能直接利用赫茲接觸方法進行簡化處理，這時可以參考文獻[16]進行推導，本文在此不再贅述。進一步考慮在小接觸角情況下，假設(shè)接觸應力近似等于q=P/S（其中S為近似接觸平面面積），更簡化的干摩擦阻力矩表達式可以表達為

式（5）對小接觸角的情況近似估算方法可滿足工程設(shè)計精度要求，同時它表明摩擦阻尼矩只與銷釘-耳片的傳遞載荷P、接觸面表面摩擦系數(shù)μ和銷釘半徑R有關(guān)。

2.2 摩擦阻尼振動

安裝節(jié)在平衡位置微幅振動可以簡化為圖8（a）的4連桿機構(gòu)，它由兩根側(cè)桿、支架橫梁和發(fā)動機本體鉸接組成。在重力作用下兩側(cè)向桿的焦點O與發(fā)動機質(zhì)心M形成了類似單擺的單自由度振動系統(tǒng)。由于鉸接點作用的摩擦阻尼矩的強非線性，直接分析安裝節(jié)四連桿機構(gòu)摩擦阻尼運動比較困難。因此本文利用有限元方法建立了單安裝節(jié)-簡化發(fā)動機模型來研究干摩擦阻尼對安裝節(jié)減隔振的影響，并利用多點耦合約束hinge 模擬考慮摩擦阻力矩的鉸鏈連接，如圖8（b）所示。

圖8 單自由度鉸接連桿系統(tǒng)摩擦阻尼振動Fig.8 Single degree of freedom articulated link system with friction damping for vibration analysis

在ABAQUS有限元分析中，鉸鏈（hinge）連接可以引入摩擦作用，在剛性連接假設(shè)下轉(zhuǎn)動的啟動條件如下。

Φ=P(f)-μMN

式中：P(f)為作用轉(zhuǎn)矩，μMN為接觸面摩擦阻力矩，MN為法向力矩，它是所有摩擦引起的連接彎矩之和。當Φ≥0，連接鉸發(fā)生相對轉(zhuǎn)動；當Φ＜0，接觸面不發(fā)生滑動，連接鉸鏈不存在轉(zhuǎn)動。MN為法向力矩，通過下列表達式獲取

圖9 安裝系統(tǒng)不同摩擦系數(shù)下的振動Fig.9 Damping vibration of the engine mounting system with different friction coefficient

3 背撐式發(fā)動機安裝系統(tǒng)減隔振分析

3.1 背撐發(fā)動機安裝系統(tǒng)

與傳統(tǒng)發(fā)動機機翼下吊掛安裝方式不同，翼身融合布局通常在機身背部進行發(fā)動機的支撐安裝，發(fā)動機相對機身的位置較高，形成背撐式發(fā)動機安裝方式。安裝系統(tǒng)包含三部分，分別是發(fā)動機、多連桿安裝節(jié)和背撐支架結(jié)構(gòu)。大涵道比渦扇發(fā)動機工作狀態(tài)中主要振源由發(fā)動機低壓和高壓轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生。其中低壓轉(zhuǎn)子的振動頻率低，振動幅值相對較高，因此主要作為本文減隔振設(shè)計的目標頻率。Genx 2B目標發(fā)動機低壓轉(zhuǎn)子空中巡航時轉(zhuǎn)速約2500r/min，對應的振源頻率為41.67Hz。

背撐支架結(jié)構(gòu)提供發(fā)動機的安裝接口，傳遞發(fā)動機的載荷同時起到發(fā)動機振動隔離作用。在發(fā)動機尺寸、性能參數(shù)和某翼身融合布局飛行器幾何外形參數(shù)約束下，采用加筋壁板設(shè)計了整體式的支架結(jié)構(gòu)，圖10(b)為背撐發(fā)動機-安裝節(jié)-支架隔振分析模型。支架整體采用鋁合金2024-T3 材料，長度2400mm，平均高度1200mm，主要包括前/后盒形柱、支架內(nèi)縱橫支撐壁板、加筋蒙皮和隔框等部分組成。滿足結(jié)構(gòu)強度和穩(wěn)定性安全裕度要求，支架結(jié)構(gòu)初步設(shè)計方案質(zhì)量約219kg。根據(jù)1.2節(jié)中采用的前后安裝節(jié)參數(shù)進行發(fā)動機與支架結(jié)構(gòu)的鉸鏈連接。建立目標發(fā)動機背撐式安裝結(jié)構(gòu)的有限元模型，包括剛體發(fā)動機模型、簡化前/后緣安裝節(jié)模型和壁板式背撐支架模型，如圖10（a）所示?？紤]實際背撐發(fā)動機安裝的穩(wěn)定性，通過在發(fā)動機后安裝節(jié)上補充兩個附加剛度（spring單元）來維持系統(tǒng)較低的一階固有頻率，擬采用的側(cè)向附加剛度約為84300N/mm。

圖10 背撐式發(fā)動機安裝布局Fig.10 Installation layout of the back-supported engine

3.2 減隔振設(shè)計與分析

對發(fā)動機安裝系統(tǒng)進行模態(tài)分析，主要關(guān)注發(fā)動機安裝系統(tǒng)的發(fā)動機整體模態(tài)，模擬結(jié)果如圖11所示。發(fā)動機整體模態(tài)對應的系統(tǒng)前5 階模態(tài)頻率范圍在4～62Hz，其中最低階模態(tài)（第1 階）表現(xiàn)為發(fā)動機縱向轉(zhuǎn)動，轉(zhuǎn)軸位于安裝節(jié)的轉(zhuǎn)動中心處。如圖11所示，發(fā)動機的整體模態(tài)均表現(xiàn)為發(fā)動機的單自由度解耦模態(tài)，分別是縱向平移模態(tài)（第2階）、偏航轉(zhuǎn)動模態(tài)（第3階）、豎向平移模態(tài)（第4階）和俯仰轉(zhuǎn)動模態(tài)（第5 階）。隨著固有頻率階次的提高，系統(tǒng)的固有頻率逐漸從發(fā)動機整體模態(tài)過渡到支架結(jié)構(gòu)的局部模態(tài)上，第6階固有頻率對應安裝支架壁板的局部模態(tài)（頻率約為98Hz）。

圖11 發(fā)動機安裝系統(tǒng)的整體模態(tài)Fig.11 Global modes of engine mounting system

由于發(fā)動機質(zhì)量較大，安裝系統(tǒng)的整體模態(tài)應該包含發(fā)動機6 個自由度的振動模態(tài)。安裝節(jié)的存在，耦合了發(fā)動機軸向轉(zhuǎn)動與側(cè)向平移兩個自由度導致發(fā)動機整體模態(tài)只對應了系統(tǒng)的前5階固有頻率。各階模態(tài)的頻率與振動特征見表2。

表2 安裝系統(tǒng)模態(tài)模擬結(jié)果Table 2 Simulation results of installation system mode

安裝節(jié)通過偏移轉(zhuǎn)軸耦合了側(cè)向平移模態(tài)并利用發(fā)動機大的慣量和安裝節(jié)低的側(cè)向剛度獲取了系統(tǒng)較低的一階振動頻率，從而實現(xiàn)了發(fā)動機的側(cè)向隔振。進一步在掃頻范圍1～100Hz 內(nèi)對發(fā)動機安裝系統(tǒng)進行頻域響應分析，在發(fā)動機質(zhì)心處作用側(cè)向周期集中載荷（幅值2000N）模擬發(fā)動機工作時的特征振動。通過輸出支架固定點的總側(cè)向力得到系統(tǒng)的側(cè)向力幅頻曲線，如圖12所示。

圖12 發(fā)動機安裝系統(tǒng)側(cè)向力傳遞率和頻率響應曲線Fig.12 Engine installation system response curve of lateral force transfer rate and frequency

發(fā)動機安裝系統(tǒng)的橫向載荷傳遞率在頻域上只有一個峰值，對應系統(tǒng)的第1 階固有頻率（4.37Hz）。當激勵頻率超過最低階固有頻率后，側(cè)向振動的傳遞率迅速降低，在較大的頻域范圍內(nèi)振動被隔離；另一方面通過模態(tài)阻尼來等效摩擦阻尼矩帶來的高阻尼效應（ξ=9.83%，參考文獻[12]），結(jié)果發(fā)現(xiàn)相比于常規(guī)模態(tài)阻尼比（ξ=3%～5%），力傳遞曲線的共振峰值被大幅降低。這表明對背撐式發(fā)動機安裝，采用鉸接連桿安裝結(jié)構(gòu)具有顯著的減隔振效果。

4 結(jié)論

本文針對翼身融合布局飛機開展背撐式發(fā)動機安裝減隔振分析，對鉸接連桿剛度的高靜低動特性與鉸鏈摩擦阻尼矩的減振特性開展了理論研究與數(shù)值仿真。研究對渦扇發(fā)動機背撐式安裝的減振分析提供了技術(shù)方法，支撐了新型布局飛行器發(fā)動機減隔振設(shè)計。

（1）鉸接三連桿安裝節(jié)實現(xiàn)了發(fā)動機側(cè)向安裝剛度的非線性設(shè)計，滿足在大過載下發(fā)動機安裝結(jié)構(gòu)承載能力的同時實現(xiàn)了在平衡位置發(fā)動機的低約束剛度，起到振動隔離效果。

（2）安裝節(jié)簡化四連桿機構(gòu)在連桿軸向力作用下引入的鉸鏈摩擦阻尼矩對發(fā)動機側(cè)向振動的減弱作用顯著，呈現(xiàn)過阻尼減振效應。

（3）鉸接連桿安裝節(jié)對背撐式發(fā)動機安裝具有側(cè)向減隔振作用。安裝節(jié)通過耦合軸向轉(zhuǎn)動和側(cè)向平移振動模態(tài)，在低的側(cè)向約束剛度下實現(xiàn)了發(fā)動機的隔振效應。