懸置剛度設計的案例
為何支架剛度要比懸置剛度大十倍？
我們知道，懸置支架的剛度設計原則一般是大于懸置剛度十倍以上。那么這是什么原因呢？我們來找一下文獻看到有以下描述：
但是這樣的解釋至少讓我還有些困惑，剛度變小，隔振率不是更高嗎？為何系統實際的剛度比期望剛度低就達不到隔振效果？讓我們來仔細分析一下這個問題。
傳遞率
傳遞率(Transmissibility)是我們評價懸置減振效果的一個重要指標。一般情況下，隔振率應該在20dB以上，也就是傳遞率應該低于0.1，單自由度系統的傳遞率推導如下所示。
雖然僅僅是簡化的單自由度模型，但是我們工程上還是常用這種模型來進行半定量的計算（通常忽略阻尼比），上述的公式推導出來的傳遞率結果是這樣的。
在此模型下，剛度越低，固有頻率越小，傳遞率越低。所以這也是我困惑的來源。
三自由度模型
實際上問題出在思考的模型。如果考慮支架剛度，我們必須使用三自由度模型，而非單自由度模型。我們建立如下三自由度模型，并通過三組不同的參數設置來進行分析：支架剛度分別為懸置剛度的1倍，5倍和10倍。
給上支架同樣的簡諧激勵，我們可仿真得下支架的頻率響應，如下圖所示。
從仿真結果我們可以得到以下結論：
三自由度系統存在三個模態。小的支架剛度確實會使系統三個模態的頻率前移。
由傳遞率一節我們知道，懸置固有頻率越小對傳遞率越有好處。但是從結果我們看到，三自由度模型和單自由度模型（單自由度為懸置，上下支架剛度無限大）完全不同。三個自由度模型顯示即使支架剛度小造成固有頻率前移，下支架的響應并不一定減小。
支架剛度高使系統整體模態頻率后移，且響應幅值亦會降低。
到此為止，我們就應該比較清楚了。
展開 Matlab懸置剛度解耦分析批處理以及剛度值優化算法 Adams一邊玩去 ￥10
Matlab運行程序 自動分析懸置解耦，可自行設定剛度值范圍進行優化求解等，以及靈敏度分析
如下
基于 ADAMS 的懸置剛度仿真指南
首先我們明確需要明確仿真所需要達到的目標：
1.懸置系統橫向轉動頻率小于發動機點火頻率的一半，能量分布最高頻率小于點火頻率的0.707；
2.懸置系統能量分布頻率間隔大于1HZ；
3.6個方向的能量解耦達到80%；繞Y方向和Z垂向達到90%。
ADAMS分析軟件在懸置系統仿真里可以進行的項目：
1．可以輸入剛度查看在剛度下的懸置系統頻率、解耦率、每階振型；
2．可以參數化設計優化剛度值；
3．可以計算剛度下各種工況每個懸置的受力以及位移情況。
ADAMS 懸置剛度仿真.doc
展開 基于ABAQUS的橡膠懸置膠合件剛度仿真計算
橡膠懸置膠合件作為發動機懸置系統的重要組成部分，其靜態力學特性對汽車的操縱穩定性起著重要作用，同時也是進行橡膠懸置動態特性預測的基礎。然而由于橡膠懸置復雜多變的結構形狀以及橡膠材料復雜的非線性特性，目前并沒有理想的模型或解析公式可以準確地描述其彈性特性與結構參數之間的關系，因而橡膠懸置的結構設計也沒有確定的方法，大多采用經驗設計和試驗修正的方法。
本文將以一個懸置膠合件仿真的實例講解一下如何利用ABAQUS來獲取其三個方向的靜態特性。所用膠合件的數模圖如圖1所示。其設計圖紙上標注的三向剛度如表1所示，膠料硬度是邵氏50±5度。
圖1 膠合件結構
表1設計要求
1、 網格劃分
采用HYPERMESH對圖一懸置進行網格劃分到的有限元模型如圖2所示。
2、材料設置
把劃分好的網格導入ABAQUS中，設置其材料參數，由于不同本構模型對橡膠懸置膠合件剛度計算結果有一定的影響。結合何小靜，上官文斌發表的《橡膠隔振器靜態力－ 位移關系計算方法》一文的研究結果表明，Mooney-Rivlin 模型的計算精度最高，其相對誤差均小于10%，所以本文采用M-R模型進行計算。50度膠料的M-R材料常數C10=0.2969，C01=0.0584。
3、剛度求解
3.1求解X方向剛度
按表 1要求，做如下設置：在Z方向先預載8mm，再在X向加載500N。取值0~5.6mm,對X向靜剛度進行求解。
展開 
汽車動力總成懸置系統及懸置設計與實驗驗證
汽車動力總成懸置系統及懸置設計與實驗驗證
汽車動力總成懸置系統及懸置設計與實驗驗證.pdf
Basic Concepts of Sound.pdf
BK_Modal_analysis_simulation.pdf
Basic Concepts of Sound.pdf
European NVH Research.pdf
FMEA在汽車發動機懸置設計中的應用.pdf
NVH與汽車開發0.doc
NVH材料在汽車方面的應用.part2.rar
基于發動機懸置動剛度分析的車內降噪研究
NVH測試結果顯示發動機右懸置支架Z向動剛度偏低。采用Altair HyperWorks軟件對發動機右懸置進行動剛度分析，基于動力總成懸置系統剛度匹配原則，結構參數敏感性分析，并考慮裝配及焊接工藝等因素，提出一個較為合理的改進方案。改進方案裝車后NVH測試結果表明車內噪聲明顯降低，發動機轉速為3315rpm時降了4.3dB，3671rpm時降了10dB，3860rpm時降了4.5dB。車身振動主觀感覺亦有明顯減弱。
陳秀_基于發動機懸置動剛度分析的車內降噪研究.pdf
展開 基于懸置支架動剛度分析的整車NVH性能分析及改進
[Keywords] Mountingbracket;Dynamic stiffness;Frequency response;NVH
1 引言
隨著消費者收入水平的提高，對汽車產品的舒適性需求越來越高,從而導致了在整車開發中對影響舒適性指標的振動噪聲提出了更高的設計要求。在汽車行駛過程中,發動機和路面的激勵通過汽車底盤上的連接點、車身、座椅以及其它部件,最終影響乘員的NVH主觀感覺。動力總成懸置系統對發動機激勵的隔振效果的是汽車NVH性能的重要影響因素。動力總成是汽車的主要噪聲和振動源。動力總成的振動可以通過底盤傳到車身，并可在車內產生噪音，嚴重地影響到了乘坐的舒適性。汽車很多噪聲和振動問題往往都可歸結到動力總成振動上。因此動力總成懸置支架的動態特性分析顯得非常重要。
動剛度是動載荷下抵抗變形的能力，動剛度不足將對車身結構件疲勞壽命和整車乘坐舒適性產生非常不利的影響。整車在行駛過程中，會受到各種各樣的動載荷的作用，當動載荷與車身結構的動力學特性接近時，即動載荷的某分量與車身結構的某階模態的固有頻率接近時，將可能引發結構共振產生較高的動應力，導致車身結構的疲勞破壞；動剛度對乘坐舒適性的影響主要表現在NVH性能上，一般而言，車身對激振源的響應越小（如響應所產生的振動位移越小），NVH性能越舒適，有經驗的試車員甚至能夠通過通過NVH主觀評價判定車身、懸置支架等結構動剛度的不足。
通過動剛度分析，可以較早的預測結構動態設計的不足，如果發現問題在整車開發的前期，可以很容易的修改結構，如若在后期發現問題，則各種車身結構的修改空間很小，僅靠調整懸置元件的剛度等參數來改善汽車動態特性，則增加了解決問題的難度。所以在動力總成懸置系統開發過程中，進行懸置支架的動剛度分析是非常有必要的。
展開 汽車懸置高頻動剛度測試試驗臺架--汽車聲學特性優化
諸如發動機、變速箱、滾動輪胎或風噪（由車身及其附件引起的氣動激勵）等振源均在乘客艙外部，為了優化乘客體驗的舒適度，需要對從外部激勵源到乘客身體和耳朵位置的傳遞路徑進行詳細分析，以使車輛聲學工程師設計出合適的減振和隔振裝置。
圖1：汽車發動機懸置高頻動剛度測試臺架
大眾，德國沃爾夫斯堡
車輛發動機懸置的主要任務是盡可能堅固地支撐重量和驅動反作用力，另外，為了達到車廂內的最大舒適性，懸置還必須將發動機振動與車身分離。因此，懸置的振動傳遞特性和寬頻范圍內的動態剛度對車輛聲學設計工程師來說至關重要。
目前德國m+p國際公司已經開發了一種全新的試驗臺架來研究發動機懸置在高達2000Hz頻率范圍內的動態剛度，臺架被允許在測試臺上模擬由重量或反作用力產生的準靜態載荷，并可以連續監測其它參數，包括懸置溫度和橫向張力。
發動機懸置的設計和特性
發動機懸置和車身懸置通常基本上是彈性體-金屬復合材料，它們的靜態和動態傳遞特性不僅對駕駛動力學特性和車輛安全性有直接的影響，亦對乘坐舒適度有直接的影響。傳遞行為主要由復合元件的幾何形狀和所使用的彈性體材料的物理性質決定。彈性體特性，即剛度和衰減通常由整車技術的要求決定，但它們強烈依賴于負載類型（預載荷，主應力/剪切應力）、振動頻率及溫度，負載歷史（老化）和可能的過載或先前的損壞也可能對彈性體特性產生影響。
圖2:不同類型的發動機懸置
左圖為彈性體-金屬復合材料懸置；右圖為液壓懸置
彈性體的阻尼是影響傳遞特性的重要因素，隨著振動速度的近乎線性增加，這種效應被稱為“動態硬化”。因此，具有材料大阻尼值的彈性體不太適用于高頻工況下的的發動機懸置。
展開 動力總成懸置設計
對于汽車發動機的支撐形式，相信大家并不陌生，其中最主要的部件就是動力總成的懸置，它不僅要起到支撐發動機的作用，同時還有消除發動機產生的振動噪聲等一系列問題，所以關于動力總成懸置的設計及其重要，今天我們繼續來講講動力總成懸置設計。
來源：汽車技研
懸置抗扭拉桿設計
在懸置系統中，抗扭拉桿一端與動力總成相連，另一端與車身或者副車架相連，抗扭拉桿兩端均有橡膠襯套或者液壓襯套。汽車動力總成后拉桿懸置襯套是將動力總成與后車架連接的關鍵部件之一。其作用一方面是車輛在多種行駛工況下傳遞作用在動力總成上的力和力矩;另一方面，懸置橡膠襯套可以減少動力總成對車輛的沖擊，其襯套結構及剛度值對車輛N V H特性影響較大。實際NVH測試表明，抗扭拉桿+大端襯套+小端襯套系統的彈性剛體模態有時會對NVH性能產生較大影響，如果小端襯套剛度較低，系統的剛體模態也較低，振動響應的幅值會變大，NVH問題會更為突出。以下PPT是我在2017汽車NVH控制技術國際研討會的發言稿。給大家詳細講解了懸置抗扭拉桿設計需要注意的問題。
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展開 設計仿真 | 基于MSC Nastran懸置優化（二）
在車輛NVH、強度、剛度和疲勞分析中有大量應用，針對懸置系統開發，支持：
1）模態分析，支持模態振型計算，針對特定頻率模態動能6個方向分解輸出，基于：BUSH單元名義剛度是通過PBUSH的字域“K”定義；
2）頻響分析，與支持名義剛度（PBUSH – K,B/GE屬性，模態法中模態頻率計算）、頻變剛度（PBUSHT- K、B），線性阻尼或頻變阻尼特性分析，針對液壓懸置系統建議頻變阻尼特性；
3）典型或極限工況，動力系統工作位置校核、支架強度校核，非線性彈簧特性，支持拉壓特性曲線輸入，其中基于PBUSH – K定義分析初始剛度，非線性分析中基于PBUSHT-KN非線性剛度曲線分析；
4）詳細懸置彈性元件設計，支撐超彈性材料，部件自接觸等非線性特性分析。
Part.1
非線性彈簧特性分析模型
針對非線性彈簧特性，分析模型定義如下：
第一步：MSC Nastran 非線性分析求解過程。
基于SOL 400定義非線性分析過程，分步加載 NLSTEP定義初始載荷，載荷步、最小步長，最大步長等參數。
展開 
設計仿真 | 基于MSC Nastran懸置優化（一）
Part.1
動力懸置模型組成
1、建立發動機質心點位置，懸置點位置需要將懸置靠近發動機位置的模擬點與質心點使用rbe2相連，并在質心點位置建立conm2質量單元，該質量單元賦值發動機的質量屬性;
2、懸置點位置需要建立兩個重合的點，用來模擬懸置的主動側和被動側，并用三向的bush單元來連接這同一位置的兩個點。設置bush的三向剛度K，以及使用GE設置其阻尼.為方便建模，可以將重合的懸置點先移動一定距離，bush建立好后，將另一側再移回原位置。Nastran廣義彈簧單元，支持定義屬性，模態分析，只需輸入剛度信息：
3、PLOTEL,為顯示和示意需要，建立PLOTEL單元，表示動力系統完整外形。
展開 設計仿真 | 基于MSC Nastran懸置優化（二）
在車輛NVH、強度、剛度和疲勞分析中有大量應用，針對懸置系統開發，支持：
1）模態分析，支持模態振型計算，針對特定頻率模態動能6個方向分解輸出，基于：BUSH單元名義剛度是通過PBUSH的字域“K”定義；
2）頻響分析，與支持名義剛度（PBUSH – K,B/GE屬性，模態法中模態頻率計算）、頻變剛度（PBUSHT- K、B），線性阻尼或頻變阻尼特性分析，針對液壓懸置系統建議頻變阻尼特性；
3）典型或極限工況，動力系統工作位置校核、支架強度校核，非線性彈簧特性，支持拉壓特性曲線輸入，其中基于PBUSH – K定義分析初始剛度，非線性分析中基于PBUSHT-KN非線性剛度曲線分析；
4）詳細懸置彈性元件設計，支撐超彈性材料，部件自接觸等非線性特性分析。
Part.1
非線性彈簧特性分析模型
針對非線性彈簧特性，分析模型定義如下：
第一步：MSC Nastran 非線性分析求解過程。
基于SOL 400定義非線性分析過程，分步加載 NLSTEP定義初始載荷，載荷步、最小步長，最大步長等參數。
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1）模態分析，支持模態振型計算，針對特定頻率模態動能6個方向分解輸出，基于：BUSH單元名義剛度是通過PBUSH的字域“K”定義；
2）頻響分析，與支持名義剛度（PBUSH – K,B/GE屬性，模態法中模態頻率計算）、頻變剛度（PBUSHT- K、B），線性阻尼或頻變阻尼特性分析，針對液壓懸置系統建議頻變阻尼特性；
3）典型或極限工況，動力系統工作位置校核、支架強度校核，非線性彈簧特性，支持拉壓特性曲線輸入，其中基于PBUSH – K定義分析初始剛度，非線性分析中基于PBUSHT-KN非線性剛度曲線分析；
4）詳細懸置彈性元件設計，支撐超彈性材料，部件自接觸等非線性特性分析。
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非線性彈簧特性分析模型
針對非線性彈簧特性，分析模型定義如下：
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動力懸置模型組成
1、建立發動機質心點位置，懸置點位置需要將懸置靠近發動機位置的模擬點與質心點使用rbe2相連，并在質心點位置建立conm2質量單元，該質量單元賦值發動機的質量屬性;
2、懸置點位置需要建立兩個重合的點，用來模擬懸置的主動側和被動側，并用三向的bush單元來連接這同一位置的兩個點。設置bush的三向剛度K，以及使用GE設置其阻尼.為方便建模，可以將重合的懸置點先移動一定距離，bush建立好后，將另一側再移回原位置。Nastran廣義彈簧單元，支持定義屬性，模態分析，只需輸入剛度信息：
3、PLOTEL,為顯示和示意需要，建立PLOTEL單元，表示動力系統完整外形。
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