懸置系統(tǒng)解耦分析的案例
汽車懸置系統(tǒng)分析之ADAMS計算解耦模態(tài)
；
2、我們需要創(chuàng)建動力總成的簡易模型，并且設(shè)置質(zhì)心坐標以及動力總成轉(zhuǎn)動慣量和重量；（注意重量單位）
3.根據(jù)懸置彈性中心坐標進行設(shè)置：（記得重命名，免得忘記哪個是哪個）
4、在彈性中心位置添加bushing，將懸置剛度添加進去。
5、分析計算（進行能量解耦和剛體模態(tài)的分析）并且查看我們分析所得到的結(jié)果！
根據(jù)分析結(jié)果考慮是否調(diào)整。
以上就是bushing進行設(shè)置分析懸置模態(tài)解耦的方法；
當然后面我們還有動力總成位移轉(zhuǎn)、轉(zhuǎn)角、以及懸置位移和載荷的設(shè)置和分析，
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https://www.yqgqt.org.cn/college/video/c14829
Adams 動力學分析 懸置系統(tǒng)分析計算 解耦頻率載荷
第一章：懸置系統(tǒng)課程簡單介紹
第二章：懸置系統(tǒng)的解耦與頻率的計算分析方法一
第三章：懸置系統(tǒng)的解耦與頻率的計算分析方法二（個人更喜歡第二種，軸套力分析方法）
第四章：懸置系統(tǒng)的動力總成位移轉(zhuǎn)角以及懸置位移和載荷計算分析方法
展開 基于ADAMS的懸置系統(tǒng)整車剛體模態(tài)解耦分析方法
圖1 動力總成懸置系統(tǒng)6自由度adams模型
圖2 非簧載質(zhì)量-車身-動力總成16自由度adams模型
3 六自由度和十六自由度模型剛體模態(tài)的計算分析
在2中模型基礎(chǔ)上，利用adams/vibration模塊分別對六自由度和十六自由度模型進行解耦分析，得到其固有頻率和能量分布情況如下表5和表6所示。
4、結(jié)果比較
把16自由度和6自由度計算得到的結(jié)果放入表7進行分析。
對比表7中兩種模型計算的動力總成固有頻率，可以看出，傳統(tǒng)的6自由度模型計算的動力總成固有頻率與16自由度模型計算得到的固有頻率在垂直方向上存在1.6 Hz的差異，其它5個方向固有頻率的計算結(jié)果基本一致。垂直方向固有頻率計算結(jié)果的差異，主要原因是由于6自由度懸置系統(tǒng)模型將車身視為無限大的剛體。
而對比兩種模型計算的解耦率，可以看出，如果六自由度模型時有某個方向的解耦率不高，則在16自由度時該方向就容易出現(xiàn)大的耦合，比如本例子中的YY方向在整車模型下就與Z方向出現(xiàn)很很大的耦合。
因此如果能收集到足夠的參數(shù)，進行16自由度的模態(tài)解耦分析還是很有必要的，為了讓更多的人學習如何進行整車的狀態(tài)下的16自由度模型建模，本人特地錄制了視頻教程，需要的可以在技術(shù)鄰網(wǎng)站購買。
課程名稱：基于ADAMS整車16自由度模型仿真
課程鏈接：https://www.yqgqt.org.cn/college/video/c14882
展開 基于能量法解耦的汽車動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化
【摘要】針對某皮卡車更換動力總成后，出現(xiàn)怠速工況下動力總成晃動較大的現(xiàn)象* 利用能量法
解耦的基本原理，并采用?@?$A 對該車動力總成懸置系統(tǒng)進行優(yōu)化設(shè)計，從而提高其隔振效率，降
低整車的振動。
關(guān)鍵詞：動力總成懸置系統(tǒng)Y 能量法解耦Y ?@?$AY 優(yōu)化
基于能量法解耦的汽車動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化.pdf
動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計中的坐標系定義及解耦坐標系討論
要做好懸置系統(tǒng)設(shè)計，首先要搞清楚坐標系的定義問題，在懸置解耦分析過程中，不同的坐標系下計算出來的結(jié)果差異很大。在不同的坐標系下做解耦分析還涉及到動力總成慣性參數(shù)在不同坐標系下轉(zhuǎn)換的問題。今天我就和大家詳細探討這一問題。
一、坐標系定義
1、發(fā)動機坐標系：
以曲軸中心線與發(fā)動機后端面(RFB)的交點為坐標原點Oe; Xe軸平行于曲軸中心線,指向發(fā)動機前端; Ze軸平行與氣缸線,指向缸蓋; Ye根據(jù)右手定則確定,應(yīng)與氣缸中心線所在的中心面垂直,指向發(fā)動機左側(cè)(從變速箱端向皮帶輪端看).見圖1
圖1 發(fā)動機坐標系
2、質(zhì)心坐標系：
坐標原點位于質(zhì)心原點Oc;與發(fā)動機坐標系OeXeYeZe各軸對應(yīng)平行且方向相同的坐標系為動力總成質(zhì)心坐標系。見圖2。
圖2 質(zhì)心坐標系
3、整車坐標系：
以兩個前輪中心點連線的對稱中心作為原點Ov，Xv軸從車頭指向車尾，Zv軸垂直向上，Yv軸則按右手法則確定的坐標系，如圖3所示。
圖3 整車坐標系
4、TRA坐標系：
TRA坐標系的原點位于動力總成質(zhì)心位置，其中一個軸位于TRA軸上，另外兩個軸的方向不確定。圖4展示了一款前置后驅(qū)車型中TRA坐標系與發(fā)動機坐標系及整車坐標系的相對關(guān)系。
圖4 TRA坐標系與發(fā)動機坐標系及整車坐標系的相對關(guān)系
二、解耦坐標系適用情況
1、整車坐標系下得解耦分析
常規(guī)動力總成懸置系統(tǒng)（前橫置發(fā)動機）多在整車坐標系（原點設(shè)置在動力總成質(zhì)心處）下解耦。參考整車坐標系解耦，更多的考慮路面激勵帶來的隔振影響。此時重點考察Z方向的解耦情況。
2、動力總成坐標系下的解耦分析
參考動力總成質(zhì)心坐標系解耦，更多的考慮動力總成慣性力、慣性力矩對隔振的影響。
展開 
增程式電動汽車動力系統(tǒng)及懸置解耦設(shè)計
增程式電動汽車動力系統(tǒng)及懸置解耦設(shè)計
無論是對于傳統(tǒng)燃油車輛還是純電動汽車、增程式電動車，動力總成都是其最重要的振動噪聲激勵源。為對其振動噪聲進行隔離設(shè)計，獲得整車更好的NVH性能，懸置系統(tǒng)及動力總成的設(shè)計匹配和解耦都非常重要，為其設(shè)計重點和難點。
1. 增程器-電驅(qū)動分開布置下的解耦設(shè)計
考慮到增程式電動汽車動力系統(tǒng)激勵源的復雜度較高，僅從動力總成激勵源及響應(yīng)特性的角度出發(fā)，推薦增程器（發(fā)動機+發(fā)電機）系統(tǒng)與驅(qū)動系統(tǒng)（電機+減速器+傳動軸）分開布置。其缺點為需要占用更多布置空間，需要設(shè)計兩套懸置減振系統(tǒng)，有可能需要付出更多的零部件重量、成本等；其優(yōu)點為大大降低了動力系統(tǒng)整體設(shè)計匹配難度，易于獲得更好的NVH性能，實現(xiàn)整車質(zhì)量分布的均勻性等。
增程器-電驅(qū)動分開布置后，電驅(qū)動系統(tǒng)懸置解耦設(shè)計可根據(jù)純電動車動力總成激勵源特點進行匹配開發(fā)。而對于增程器的懸置匹配和解耦設(shè)計，主要考慮增程器本身主要工作工況點與動力總成剛體模態(tài)的避頻，可根據(jù)傳統(tǒng)燃油車懸置設(shè)計理論進行匹配開發(fā)。
圖1 增程器-電驅(qū)動分開布置
2. 一體化增程器-電驅(qū)動系統(tǒng)的解耦設(shè)計
考慮到布置空間、重量、成本等因素，增程式電動車動力系統(tǒng)采用了較多一體化設(shè)計，即發(fā)動機+發(fā)電機+驅(qū)動電機+減速器+控制器一體化設(shè)計為一個動力系統(tǒng)，進行整體布置設(shè)計和優(yōu)化，并共用一套懸置系統(tǒng)。其缺點為集成度高帶來激勵頻率復雜，設(shè)計難度高，不易獲得較好的NVH性能。
圖2 一體化增程器-電驅(qū)動系統(tǒng)集成舉例
由于動力總成激勵的復雜性，懸置系統(tǒng)的設(shè)計及解耦非常重要，對增程式電動車整車NVH性能影響很大。
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Matlab運行程序 自動分析懸置解耦，可自行設(shè)定剛度值范圍進行優(yōu)化求解等，以及靈敏度分析
如下
整車懸置解耦思路和后處理
注： 本文首發(fā)在我個人微信公眾號：誤入CAE的程序員
來源：誤入CAE的程序員
作者:朱淑強
汽車的懸置系統(tǒng)有兩個作用，首先是固定和支撐動力總成，限制動力總成在工作中的位置，防止與其他部件碰撞，其次就是隔振作用，將內(nèi)燃機的振動盡可能少的傳遞到車身，提高車輛的音振性能水平。要想提高動力總成的隔振性能，核心就是解決動力總成剛體模態(tài)的頻率分配和振動耦合問題，說白了就是動力總成剛體模態(tài)的解耦。
這里有兩點:一個是動力總成的剛體模態(tài)到底應(yīng)該分布在哪個地方，第二是動力總成的剛體模態(tài)之間應(yīng)該達到怎么樣的解耦率，解決了這兩個問題，就大致解決了懸置的設(shè)計，動力總成的振動能力才能最少的傳遞到車身。
展開 電動汽車電機總成懸置系統(tǒng)仿真分析及優(yōu)化
目前對電動汽車噪聲的研究大部分是沿襲內(nèi)燃機汽車的控制方式與設(shè)計方式，本文建立電機總成懸置系統(tǒng)六自由度模型，計算電機總成懸置系統(tǒng)的固有頻率和能量解耦率，并通過改變電機懸置的位置和剛度對電機懸置系統(tǒng)進行仿真優(yōu)化，以期降低電動汽車懸置系統(tǒng)的振動噪聲。
１ 模態(tài)解耦率計算的基本理論
從能量角度來說，模態(tài)解耦是指系統(tǒng)在某個方向的作用力所做的功全部轉(zhuǎn)化為系統(tǒng)在該方向的能量，即沿著某方向的激振力只能引起該方向上的振動［１０］。系統(tǒng)的解耦程度通常用模態(tài)解耦率來表示，模態(tài)解耦率是指在廣義坐標上某個模態(tài)分配到的動能占系統(tǒng)總動能的比例。在某階頻率下，當模態(tài)能量占總能量的 ９８％時，表明該模態(tài)能量非常強，也即表明該頻率下的該模態(tài)占主導地位，其解耦程度非常高。如果各階模態(tài)的解耦率均為 １００％，表明它們彼此獨立，進行系統(tǒng)分析可以將各階模態(tài)當作單自由度系統(tǒng)來處理［１１］。
模態(tài)解耦率的計算方法如下［１２］：
１）計算電機懸系統(tǒng)的固有頻率主振型矩陣
固有特性的分析不涉及到外界激振力的影響，因此通常可以將懸置系統(tǒng)簡化為自由振動系統(tǒng)，又因為阻尼對系統(tǒng)的固有特性影響較小，因此在固有特性的計算過程中可以忽略阻尼的影響［１３］，則系統(tǒng)的振動微分方程為
式中：M 為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣；q 為系統(tǒng)的廣義坐標；K 為系統(tǒng)的剛度。式（１）的特征方程為
式中：ωi 為圓頻率，ｒａｄ／ｓ，ωi ＝２πfi，其中 fi 為第 i 階固有頻率，Ｈｚ。
通過式（２）計算得到動力總成懸置系統(tǒng)的六階固有頻率 f１ ，……，f６ （對應(yīng)的圓頻率分別為 ω１ ，……，ω６ ）。
展開 某皮卡振動噪聲診斷分析與懸置系統(tǒng)隔振性能的優(yōu)化
本文首先對該皮卡的振動噪聲產(chǎn)生的機理進行了分析研究，并結(jié)合主觀評價的結(jié)果選取了皮卡的駕駛員座椅導軌、方向盤、變速操縱桿、儀表板等位置進行了振動測試，在駕駛員右耳位置和后排座椅中間位置進行了噪聲測試。對測試的數(shù)據(jù)進行了分析，結(jié)合產(chǎn)生的機理，本著“以較小的改動獲得較大的減振降噪效果”的原則對動力總成懸置進行了系統(tǒng)的建模、仿真分析和隔振性能的優(yōu)化。最后對優(yōu)化懸置之后的皮卡進行了測試。測試結(jié)果和原車相比，怠速時方向盤12點X方向振動降低43%在發(fā)動機2 000~3 000 r/min經(jīng)濟轉(zhuǎn)速范圍,變速桿振動降低約50%,在4 000 r/min以后，振動下降更多；駕駛員導軌在2 500r/min轉(zhuǎn)速以后的振動有明顯改善，車內(nèi)噪聲也明顯降低
某皮卡振動噪聲診斷分析與懸置系統(tǒng)隔振性能的優(yōu)化.pdf
展開 基于整車NVH性能要求的懸置系統(tǒng)設(shè)計分析案例
目前國內(nèi)做懸置設(shè)計的大都參照GM的標準，大部分做解耦分析，做做工況計算！然后校核一下懸置零件的模態(tài)、剛度強度以及仿真分析橡膠結(jié)構(gòu)件的剛度，再進一步的要求就必須主機廠去提了，比如做做系統(tǒng)的敏感性穩(wěn)健性，優(yōu)化一下總傳遞力或者動反力的。再有就是基于動力總成質(zhì)心位移最小的優(yōu)化等等，但從整車的NVH性能直接去做要求的很少。
而近期看了一份日系車的懸置系統(tǒng)分析報告，覺得比較有新意，它是這樣提要求的：
提了如下4個要求，1）怠速振動（地板）；2）加速轟鳴和地板振動；3）Engine Shake；4）動力總成最大轉(zhuǎn)角。
一般國內(nèi)對3）Engine shake要求不多，但我們具體調(diào)試的時候經(jīng)常會去試這個工況，看是否還有過坎余震。
它這個最大的特點，把設(shè)定的目標計算出來，這個需要比較確定的傳遞函數(shù)（比如NTF、VTF這些），有了這些，再有了發(fā)動機的激振力，就可以做計算了。
目前很多主機廠在項目開發(fā)階段已經(jīng)具備獲取發(fā)動機激振力以及計算獲取車身NTF和VTF的能力，其實完全可以按日系車那樣進行計算了。以下把鈴木某款車型的一份懸置計算報告共享出來供大家參考。分析報告內(nèi)容來自華南理工大學上官老師。
。
汽車NVH云講堂
發(fā)布汽車NVH行業(yè)專家原創(chuàng)PPT，以懸置系統(tǒng)NVH為主，兼顧動力總成NVH,變速器NVH，進排氣NVH，聲學包及密封NVH，車身NVH，風噪NVH，胎噪NVH，空調(diào)NVH，新能源NVH，懸架NVH,轉(zhuǎn)向NVH等。
展開 基于Adams的電動汽車動力總成懸置系統(tǒng)分析與優(yōu)化設(shè)計
4 動力總成懸置優(yōu)化結(jié)論
通過以上分析和優(yōu)化，新方案（三點懸置）為本次動力總成懸置最佳布置方案，墊剛度建議取值X/Y向：300N/mm； Z向取600—750N/mm；這樣新方案在解耦率方面是可以很好的滿足要求的（六方向解耦率均大于80％），，且前六階頻率間隔大于1HZ，同時避開了常用車速下傳動軸的二階頻率和輪胎激勵，有利于整車NVH性能的改善。
5 結(jié)束語
經(jīng)過以上分析，我們對不同形式動力懸置系統(tǒng)的剛體模態(tài)和能量解耦分析，并且通過Adams軟件的懸置系統(tǒng)仿真和解耦計算，掌握了動力總成懸置系統(tǒng)的設(shè)計思路及關(guān)鍵點，為各類變型車設(shè)計及新車型開發(fā)提供了理論依據(jù)和設(shè)計參考。
展開 
汽車動力總成懸置系統(tǒng)及懸置設(shè)計與實驗驗證
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純電動汽車動力懸置系統(tǒng)匹配要點
城市道路的路面不平度帶來的低頻隨機振動激勵，這一部分也屬于穩(wěn)態(tài)激勵，通過懸掛系統(tǒng)傳遞到車架、車身、動力總成和座椅，路面隨機振動激勵經(jīng)過懸架的衰減、過濾之后，其有效作用頻率范圍會進一步降低到5Hz 的范圍內(nèi)，且由于現(xiàn)階段的電動車主要用于城市交通，城市道路的路面不平度一般都比較很小，因此可以暫時不考慮這一部分激勵。但是在考慮動力總成受力極限工況時，路面所帶來的垂直方向的回彈或沖擊慣性力（瞬態(tài)激勵）需要包括在內(nèi)。因此對于純電動汽車，電機的扭矩波動遠低于發(fā)動機，而且主要出現(xiàn)在蠕行、加速、減速和制動工況，其頻率與發(fā)動機轉(zhuǎn)動階次也無明顯關(guān)聯(lián)。但電機的扭矩則明顯大于發(fā)動機。
所以懸置匹配優(yōu)化的著眼點則應(yīng)該是動力總成的扭矩，懸置系統(tǒng)首先應(yīng)具備足夠的抗扭限位能力，確保在大扭矩的作用下動力總成的位移量處于合理范圍，在此基礎(chǔ)上再考慮隔振性能。
因此，純電動汽車對懸置系統(tǒng)的隔振能力要求低于傳統(tǒng)燃油車，但對懸置系統(tǒng)抗扭限位能力的要求遠高于燃油車。基于這種考慮，工藝簡單、可靠性好能并且提供大剛度的橡膠懸置更適合電動汽車，液壓懸置反而不適用。要注意的是，提升懸置軟墊的剛度和限位能力并不意味著NVH性能的降低。相反，很多情況下懸置系統(tǒng)隔振能力差并不是因為懸置軟墊過于剛硬，而是因為懸置軟墊過于柔軟，在大扭矩作用下被壓死失去緩沖功能。例如，電機或者減速器的階次噪聲可能以結(jié)構(gòu)噪聲的形式，通過懸置系統(tǒng)傳遞到乘員艙內(nèi)。如果懸置軟墊太柔軟，很可能在全扭矩工況被壓死，從而加劇結(jié)構(gòu)噪聲的傳遞。一般建議在正向和反向最大扭矩下，每個懸置軟墊的變形量都控制在10mm以內(nèi)。
圖4 電機懸置布置示意
關(guān)于剛體模態(tài)解耦和模態(tài)頻率分布分析，對于燃油車一般都是將6階剛體模態(tài)頻率規(guī)劃在5-18Hz，并且繞曲軸轉(zhuǎn)動的模態(tài)頻率要小于發(fā)動機怠速激勵頻率的0.707。
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ADAMS發(fā)動機懸置系統(tǒng)建模培訓
