懸置剛度優(yōu)化的案例
基于Adams的電動汽車動力總成懸置系統(tǒng)分析與優(yōu)化設計
2.3動力總成懸置剛度優(yōu)化
本文參數(shù)化優(yōu)化是將幾個懸置的剛度設置成變量，將解耦值設置成優(yōu)化目標[4]，通過變量的變化，找出最優(yōu)的一組剛度值，但是在采用此方法參數(shù)化優(yōu)化的時候，變量不宜太多，否則會有成百上千組優(yōu)化組合，仿真速度特別的慢。
目前對新方案（三點懸置）的剛度進行優(yōu)化，將懸置軟墊的X、Y向的剛度設置為常數(shù)(300N/mm)、僅對Z向剛度設置為變量，各向解耦目標值設置為大于80％進行優(yōu)化，在ADAMS軟件環(huán)境中進行優(yōu)化，得到以下幾組典型值，如表3。
3.4由車速引起頻率激勵分析運行仿真時，發(fā)現(xiàn)Z向剛度從600N/mm向2000N/mm變化時各向最低的解耦率是逐步降低的，但是都是大于80％的。
電動載貨汽車實際運行過程中的頻率激勵有很大成度主要是由于車速的變化引起的，其本質(zhì)是輪胎的轉(zhuǎn)動頻率和傳動軸的二階頻率。
車速引起的激勵與輪胎參數(shù)密切相關，我們所選輪胎規(guī)格為7.00R16，滾動半徑為r=376.393mm，滾動周長s=2364.95mm，驅(qū)動橋速比為i=4.33，推算相關激振頻率如右表4：
常用車速引起的傳動軸二階頻率都在在40.7HZ以上，而橡膠軟墊的Z向剛度在600—750N/mm時，新方案剛體模態(tài)前6階頻率都低于40HZ,原狀態(tài)的剛體模態(tài)前六階頻率仍出現(xiàn)大于40HZ的值，顯然新方案的模態(tài)分析結(jié)果更具有優(yōu)勢可以有效的避免有傳動軸二階頻率引起的共振。電動載貨車車通常都是在鋪裝路面行駛的，據(jù)調(diào)查，常用車速一般都在40—70km/h（高速工況可能會達到90km/h），輪胎的激勵頻率都比較低，基本都在11HZ以下。不管是原方案還是新方案，動力總成懸置剛體模態(tài)的最低頻率都大于11HZ,輪胎的激勵不會引起動力總成的共振。
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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(yōu)化求解等，以及靈敏度分析
如下
汽車懸置高頻動剛度測試試驗臺架--汽車聲學特性優(yōu)化
圖8：5kN/mm安裝剛度的高頻試驗臺架的振動列線圖，25 kg的移動質(zhì)量，正弦激勵
在 85-2000Hz的頻率范圍內(nèi)，最高和最低加速度的比率為355，為了滿足振蕩幅度的要求精度，在低頻時振動是位移控制的；在大約500Hz以上的頻率（以0.001mm位移的1g加速度），加速度被用作控制參數(shù)，在自動測試操作期間，使用m+p VibControl系統(tǒng)執(zhí)行振動控制和測量數(shù)據(jù)采集和分析。
高達2000 Hz頻率下的發(fā)動機懸置的振動傳遞特性
在產(chǎn)品開發(fā)初期，復合材料懸置的高頻動態(tài)特性研究已成為大眾汽車公司研究車輛聲學特性的重要工具。 隨著知識和經(jīng)驗的獲取，盡管沒有預先優(yōu)化的原型車可用，但是一些零件已可在開發(fā)階段進行修改，圖9顯示了三個幾何尺寸相同的液壓阻尼發(fā)動機懸架的動剛度曲線，三個懸置在500Hz頻率以下的發(fā)動機動剛度相同，但在較高頻率下，其動剛度存在顯著差異。 很明顯，這些差異顯著影響車體的振動傳播。
圖9：頻率范圍達到2000 Hz的三個結(jié)構(gòu)相同的發(fā)動機懸置的動剛度測試曲線
進一步的研究表明，液壓懸置膜的結(jié)構(gòu)改進可以顯著降低發(fā)動機懸置在高于500Hz的高頻范圍內(nèi)的動態(tài)剛度，圖10提供了優(yōu)化件和標準件之間的動態(tài)剛度特性比較曲線。
圖10：標準懸置件和優(yōu)化懸置件之間動剛度的差異
圖11中顯示了車內(nèi)發(fā)動機懸置前后2個測量點加速度值，標準件和優(yōu)化件的加速度并排顯示，上面的圖像顯示了懸置前方測點加速度，下圖顯示了懸置后方測點加速度，右下方面板顏色顯示了優(yōu)化懸置基點加速度水平的降低。這顯示加速度的降低與車輛內(nèi)部的聲品質(zhì)顯著提高有極大關系。
展開 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(tǒng)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(tǒng)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(jié)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(shù)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(jié)果我們可以得到以下結(jié)論：
三自由度系統(tǒng)存在三個模態(tài)。小的支架剛度確實會使系統(tǒng)三個模態(tài)的頻率前移。
由傳遞率一節(jié)我們知道，懸置固有頻率越小對傳遞率越有好處。但是從結(jié)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(tǒng)整體模態(tài)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 
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(tǒng)橫向轉(zhuǎn)動頻率小于發(fā)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(tǒng)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(tǒng)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(tǒng)頻率、解耦率、每階振型；
2．可以參數(shù)化設計優(yōu)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(fā)動機懸置系統(tǒng)的重要組成部分，其靜態(tài)力學特性對汽車的操縱穩(wěn)定性起著重要作用，同時也是進行橡膠懸置動態(tài)特性預測的基礎。然而由于橡膠懸置復雜多變的結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)參數(shù)之間的關系，因而橡膠懸置的結(jié)構(gòu)設計也沒有確定的方法，大多采用經(jīng)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(tài)特性。所用膠合件的數(shù)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(jié)構(gòu)
表1設計要求
1、 網(wǎng)格劃分
采用HYPERMESH對圖一懸置進行網(wǎng)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(wǎng)格導入ABAQUS中，設置其材料參數(shù)，由于不同本構(gòu)模型對橡膠懸置膠合件剛度計算結(jié)果有一定的影響。結(jié)合何小靜，上官文斌發(fā)表的《橡膠隔振器靜態(tài)力－ 位移關系計算方法》一文的研究結(jié)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(shù)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 基于發(fā)動機懸置動剛度分析的車內(nèi)降噪研究
NVH測試結(jié)果顯示發(fā)動機右懸置支架Z向動剛度偏低。采用Altair HyperWorks軟件對發(fā)動機右懸置進行動剛度分析，基于動力總成懸置系統(tǒng)剛度匹配原則，結(jié)構(gòu)參數(shù)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(jié)果表明車內(nèi)噪聲明顯降低，發(fā)動機轉(zhuǎn)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(fā)動機懸置動剛度分析的車內(nèi)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
參考文獻：
[1] 王學軍，張覺慧，陳曉宇.轎車車身動剛度優(yōu)化[J].上海汽車，2003.1：20-22
[2] 殷梅 王成龍，動剛度分析在底盤結(jié)構(gòu)件設計中的應用，Altair 2010 HyperWorks技術大會論文集 2010
[3] 甘劍飛 徐有忠等，基于MSC．Nast r an的汽車動力總成懸置支架模態(tài)分析，第五屆中國CAE工程分析技術年會論文集
[4]徐賢發(fā) 王希誠等動剛度分析在汽車車身開發(fā)中的應用研究，Altair 2009 HyperWorks 技術大會論文集
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基于MSC Nastran懸置優(yōu)化
Part.1
動力懸置模型組成
1、建立發(fā)動機質(zhì)心點位置，懸置點位置需要將懸置靠近發(fā)動機位置的模擬點與質(zhì)心點使用rbe2相連，并在質(zhì)心點位置建立conm2質(zhì)量單元，該質(zhì)量單元賦值發(fā)動機的質(zhì)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(cè)和被動側(cè)，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(cè)再移回原位置。Nastran廣義彈簧單元，支持定義屬性，模態(tài)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(tǒng)完整外形。
展開 設計仿真 | 基于MSC Nastran懸置優(yōu)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(tǒng)開發(fā)，支持：
1）模態(tài)分析，支持模態(tài)振型計算，針對特定頻率模態(tài)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(tài)法中模態(tài)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(tǒng)建議頻變阻尼特性；
3）典型或極限工況，動力系統(tǒng)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(shù)。
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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(tǒng)開發(fā)，支持：
1）模態(tài)分析，支持模態(tài)振型計算，針對特定頻率模態(tài)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(tài)法中模態(tài)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(tǒng)建議頻變阻尼特性；
3）典型或極限工況，動力系統(tǒng)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(shù)。
展開 
設計仿真 | 基于MSC Nastran懸置優(yōu)化（一）
Part.1
動力懸置模型組成
1、建立發(fā)動機質(zhì)心點位置，懸置點位置需要將懸置靠近發(fā)動機位置的模擬點與質(zhì)心點使用rbe2相連，并在質(zhì)心點位置建立conm2質(zhì)量單元，該質(zhì)量單元賦值發(fā)動機的質(zhì)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(cè)和被動側(cè)，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(cè)再移回原位置。Nastran廣義彈簧單元，支持定義屬性，模態(tài)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(tǒng)完整外形。
展開 設計仿真 | 基于MSC Nastran懸置優(yōu)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(tǒng)開發(fā)，支持：
1）模態(tài)分析，支持模態(tài)振型計算，針對特定頻率模態(tài)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(tài)法中模態(tài)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(tǒng)建議頻變阻尼特性；
3）典型或極限工況，動力系統(tǒng)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(shù)。
展開 電動汽車電機總成懸置系統(tǒng)仿真分析及優(yōu)化
除了沿 z 軸方向的平動，其他方向固有頻率的能量解耦率也較只改變系統(tǒng)的懸置位置時高。仿真表明，同時改變電機的懸置位置和剛度［１７］，優(yōu)化效果好于只改變電機的懸置位置。
５ 電機總成位移及轉(zhuǎn)角校核
參考美國通用汽車公司針對傳統(tǒng)燃油汽車擬定的懸置系統(tǒng) ２８ 種工況計算規(guī)范［１８］
，制定電動車輛動力總成懸置系統(tǒng) １６ 種工況計算規(guī)范表，對動力總成質(zhì)心的位移和轉(zhuǎn)角進行校核。再根據(jù)動力總成質(zhì)心的位移及轉(zhuǎn)角，分析動力總成的包絡面，檢查動力總成與其附近零部件的干涉情況。工況表格內(nèi)容和計算結(jié)果較多，這里只列出動力總成質(zhì)心在 x、y、z 軸方向的最大位移 lx、ly、lz，以及繞 x、y、z 軸方向轉(zhuǎn)動的最大轉(zhuǎn)角 α、β、Γ，如表 ６ 所示。
從表 ６ 可以看出，在 １６ 種工況下，只改變電機的懸置位置與同時改變電機的懸置位置和懸置剛度兩種方案電機質(zhì)心的最大位移和轉(zhuǎn)角均小于原結(jié)構(gòu)，說明動力總成與其附近零部件不會發(fā)生涉，滿足設計要求。
６ 結(jié)語
１）利用 ＡＤＡＭＳ 軟件建立電機懸置系統(tǒng)六自由度仿真模型，計算得到電動汽車懸置系統(tǒng)固有頻率大于傳統(tǒng)內(nèi)燃機汽車，且繞電機軸線方向振動的固有頻率遠大于傳統(tǒng)內(nèi)燃機汽車，整車豎直方向和俯仰方向存在嚴重的耦合。
２）在 ＡＤＡＭＳ 軟件環(huán)境中，采用改變電機的懸置位置、同時改變電機的懸置位置和剛度兩種方案對電機懸置系統(tǒng)進行優(yōu)化，兩種優(yōu)化方案系統(tǒng)各個方向固有頻率的間隔均大于 １ Ｈｚ，可避免頻率太近造成振動耦合，系統(tǒng)各個方向的能量解耦率均較原結(jié)構(gòu)有所提高。同時改變電機的懸置位置和剛度后，系統(tǒng)在各個方向的解耦率均優(yōu)于只改變懸置系統(tǒng)的位置。
展開 設計仿真 | 基于MSC Nastran懸置優(yōu)化（一）
Part.1
動力懸置模型組成
1、建立發(fā)動機質(zhì)心點位置，懸置點位置需要將懸置靠近發(fā)動機位置的模擬點與質(zhì)心點使用rbe2相連，并在質(zhì)心點位置建立conm2質(zhì)量單元，該質(zhì)量單元賦值發(fā)動機的質(zhì)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(cè)和被動側(cè)，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(cè)再移回原位置。Nastran廣義彈簧單元，支持定義屬性，模態(tài)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(tǒng)完整外形。
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