懸置模態
關注創建者：哀酷大叔 創建時間：2019-02-25
懸置模態的視頻教程
基于HYPERMESH、ABAQUS懸置支架強度模態分析-沖壓支架
懸置支架強度模態分析-沖壓支架 第一章：分析介紹 第二章：六面體網格劃分 主要講解六面體網格劃分、共節點、空材料屬性建立（供abaqus分開多個part） 等 第三章： 支架強度分析 第四章：支架模態分析
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基于ADMAS懸置系統解耦優化
基于ADMAS懸置系統解耦優化 共分為5章 第一章：動力總成懸置優化分析介紹 第二章：動力總成建模及Z向預載力的分析 第三章：第一輪解耦分析 第四章：懸置系統解耦優化設計過程 重點內容：懸置剛度變量、模態變量、優化設計、解耦能量百分比 第五章：解耦優化結果數據的提取 根據設計目標結合橡膠三向剛度比值合理的選擇數據
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懸置模態的實例教程
此時自由振動的頻率即為支架的固有頻率或模態頻率，支架的變形形狀即為支架的模態。由此可以預測支架的共振風險，避免由于共振導致的支架破壞。
模態分析的目的就是獲取懸置支架的模態頻率與模態振型。對于模態頻率，一般情況下我們需要計算前三階的模態頻率，若前三階的模態頻率與車身振動頻率相近時就會發生共振現象，從而使噪聲增大、支架結構易出現早期破壞。此時就要修改支架結構，使得其模態頻率不超過車身振動頻率的1/3或者超過車身振動頻率的3倍來避免共振。由汽車振動學理論推導我們可以得到一個基礎的模態頻率要求：一階模態大于500Hz。另外由理論推導可知 ，即支架結構的模態頻率與其自身的剛度K成正比，與其自身的質量M成反比。所以在理論上，我們可以通過增加支架剛度或者減少支架的質量來增加其模態頻率，相對而言，可以通過增加支架的質量或者減少支架的剛度來降低其模態頻率。此外我們也可以根據支架的模態振型來優化懸置支架，根據懸置支架的模態位移云圖，發生大變形的部分其形變能必然較大，我們可以增加此部分的就夠剛度，降低其形變能，從而有效的增加懸置支架的模態頻率。事實上，在實際的操作過程中我們常常通過增加質量來降低模態頻率，通過優化懸置支架結構來增加其模態頻率。
對于模態分析中的另一個關注量——模態振型，我們可以通過觀察模態振型來優化零件的設計。另外模態振型只在懸置支架變形形狀方面具有意義，其變形位移的大小不重要。
另外補充幾個在模態分析中常用的概念——集中質量。在模態分析中，對于一些剛度較大的部件或者只關心重量的部件，我們可以用集中質量來代替。在懸置支架的模態分析中，與支架裝配在一起的橡膠主簧總成部分就可以看作一個作用在彈性中心的集中質量。質量分布對模態分析與動力分析具有非常重要的作用。
展開 ；
2、我們需要創建動力總成的簡易模型，并且設置質心坐標以及動力總成轉動慣量和重量；（注意重量單位）
3.根據懸置彈性中心坐標進行設置：（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的分析）并且查看我們分析所得到的結果！
根據分析結果考慮是否調整。
以上就是bushing進行設置分析懸置模態解耦的方法；
當然后面我們還有動力總成位移轉、轉角、以及懸置位移和載荷的設置和分析，
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Adams 動力學分析 懸置系統分析計算 解耦頻率載荷
第一章：懸置系統課程簡單介紹
第二章：懸置系統的解耦與頻率的計算分析方法一
第三章：懸置系統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：懸置系統的動力總成位移轉角以及懸置位移和載荷計算分析方法
展開 模態分析是動力學分析中最為基礎的分析，結構的振動特性決定了結構對于其他各種動力載荷的響應情況。所以一般情況下再進行其他動力學分析之前，首先進行模態分析。在汽車零部件設計過程中，使用模態分析可以提前避免共振。并根據零件模態頻率與其自身剛度的關系，大致估算零件的剛度。
模態分析中主要有一下四個步驟：
1. 建模。
一般需要分析的零件我們都在專業的三維設計軟件完成，并借助HyperMesh等輔助軟件完成對零件的有限元化處理。故此處的建模為指定模型的密度。再模態分析的理論介紹時我們已經重點說明了質量在模態分析的重要性，所以在此步驟中一定要定義模型的密度屬性。另外模態分析中只能使用線性單元和線性單元，對于非線性的性質在計算過程中會被忽略掉。
2. 設置模態分析的相應參數。
模態分析需在Linear Perturbation下的Frequency 分析步下完成。一般只需要設置需要計算的模態階數，其他默認即可
3. 施加約束條件。
根據我們需要計算的模態頻率，可以對模型施加相應的約束條件。若我們關心模型的自由模態，此處直接跳過；如果我們需要計算模型的對地約束模態，那我們直接對螺栓固定處直接施加六方向完全約束即可；如果需要仿真模型的實際裝配后的模態，則需要根據實際情況施加相應的約束條件。
4. 運行求解、結果處理。
設置完成之后就可以運行求解，借助ABAQUS軟件的后處理部分查看云圖，讀取相應的模態頻率與模態振型。
下面我們以某一懸置支架的模態分析為例簡述懸置支架的模態分析過程。
展開 3.1整車狀態電機8階噪聲問題定位
通過整車測試分析，電機逆變器殼體8階振動曲線在490Hz存在明顯峰值，電機右懸置支架8階振動曲線在580Hz存在明顯峰值，電機近場、車內前排8階噪聲及逆變器殼體、右懸置支架8階振動峰值對應關系如圖7所示。其中，電機近場8階噪聲在490Hz和580Hz存在兩處峰值，與電機逆變器殼體和右懸置支架振動峰值對應。
圖7 8階噪聲及逆變器殼體、右懸置支架8階振動
3.2電機逆變器殼體模態分析
通過CAE模態仿真分析，計算出電機逆變器上殼體存在488Hz模態頻率，此模態頻率與整車測試逆變器殼體490Hz共振峰值對應。逆變器上殼體模態計算結果如圖8所示:
圖8 逆變器上殼體模態計算結果
3.3電機懸置支架模態分析
通過CAE模態仿真分析，計算出電機右懸置支架模態頻率為718Hz，電機右懸置支架模態頻率明顯高于整車測試580Hz峰值結果，判斷電機右懸置支架580Hz峰值為強迫振動問題。電機右懸置支架模態計算結果如圖9所示：
圖9 電機右懸置支架模態計算結果
3.4電機結構改進方案
針對逆變器上殼體490Hz共振及電機右懸置支架580Hz強迫振動問題，分別制定結構優化方案。
對于逆變器殼體490Hz共振問題，實施優化措施如下：殼體厚度由原來的3mm增加至4mm、殼體背面增加加強筋結構、逆變器殼體上表面粘貼阻尼片，具體措施如圖10所示。優化后，逆變器上殼體模態頻率由488Hz提升至613Hz。
圖10 逆變器殼體結構改進方案
對于右懸置支架580Hz強迫振動問題，實施優化措施如下：綜合考慮布置空間和右懸置支架8階振動情況，在右懸置支架上安裝固有頻率為580Hz的動力吸振器，如圖11所示。該動力吸振器關鍵設計參數如下：Z向固有頻率滿足580Hz±5%Hz，質量滿足200g±20g。
展開 目前懸置系統設計中廣泛利用的6自由度模型，由于忽略了車身質量、懸架和輪胎的剛度等，因此計算得到的動力總成剛體模態和能量分布與在整車狀態下搭建的16自由度模型的計算結果有一定差異，特別是解耦率差異很大。但是搭建6自由度模型所需要的輸入參數較少，因此在動力總成懸置系統的設計初期，可以用來進行懸置系統的計算分析。后期到達一定階段以后，整車的各種設計參數鎖定，可以獲取整車的重量、轉動慣量和簧載質量等數據后，應該進行一次16自由度模型的校核。本文將以一個例子來說明6自由度和16自由度模型計算結果的差異，并探討造成差異的原因。
1 已知參數
本研究汽車的動力總成由右懸置、左懸置和后懸置組成，后懸置為一防扭拉桿。動力總成、車身及非簧載質量在其質心坐標系下的質量和慣性參數如表1示。動力總成質心、車身質心以及各懸置安裝點在汽車坐標系下的坐標如表2示。各懸置靜剛度值見表3，橡膠懸置的動靜比為1.4。三個懸置的局部坐標系分別與動力總成坐標系平行。各懸架的安裝位置、三向剛度如表4示，各車輪剛度均取220 N/mm。
2 ADAMS模型搭建
按照表1到表4中的數據在ADAMS/VIEW 中分別建立動力總成懸置系統6自由度模型和非簧載質量-車身-動力總成16自由度模型，圖1為6自由度動力總成懸置系統模型，動力總成與地面之間在三個懸置點分別用BUSHING 連接。圖2為16自由度模型，非簧載質量與地面用螺旋彈簧連接，并限制非簧載質量只有垂向自由度，非簧載質量與車身、車身與動力總成之間用BUSHING 連接，并利用利用SPRING模擬四個車輛剛度，相應參數依照1 中數據。
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懸置模態的最新內容
在開發商用車和乘用車時，為了整車的駕乘舒適性和減少動力系統振動向整車傳遞現象的發生，必須計算動力總成懸置系統的模態及解耦，以期達到良好的隔振效果和整車舒適性。動力總成懸置系統主要有幾個作用：
01
固定和支撐動力總成驅動反力，限制動力總成在各種工況下的位移量，防止與其它部件碰撞。
02
隔振作用，將動力總成的振動盡可能少的傳遞到車身。
在開發商用車和乘用車時，為了整車的駕乘舒適性和減少動力系統振動向整車傳遞現象的發生，必須計算動力總成懸置系統的模態及解耦，以期達到良好的隔振效果和整車舒適性。動力總成懸置系統主要有幾個作用：
01
固定和支撐動力總成驅動反力，限制動力總成在各種工況下的位移量，防止與其它部件碰撞。
02
隔振作用，將動力總成的振動盡可能少的傳遞到車身。
橡膠襯套剛度分析-abaqus初學者入門
https://www.yqgqt.org.cn/video/c13105
六折
ABAQUS橡膠襯套剛度分析實例-初學者進階之路
https://www.yqgqt.org.cn/video/c13090
六折
基于HYPERMESH、ABAQUS懸置支架強度模態分析
在開發工程車和乘用車時，為了整車的駕乘舒適性和減少動力系統振動向整車傳遞現象的發生，必須計算動力總成懸置系統的模態及解耦，以期達到良好的隔振效果和整車舒適性。
對驅動電機進行聲學包裹，包裹物分為4層，第1層為吸音棉、第2層為膠皮、第3層為吸音棉、第4層為鉛皮，4層包裹物疊加在一起
電機懸置支架模態
對逆變器殼體490Hz共振問題，實施優化措施：殼體厚度由原來的3mm增加至4mm、殼體背面增加加強筋結構、逆變器殼體上表面粘貼阻尼片
4.齒輪
（ISO1328 齒輪的高質量制造
在開發工程車和乘用車時，為了整車的駕乘舒適性和減少動力系統振動向整車傳遞現象的發生，必須計算動力總成懸置系統的模態及解耦，以期達到良好的隔振效果和整車舒適性。
在開發工程車和乘用車時，為了整車的駕乘舒適性和減少動力系統振動向整車傳遞現象的發生，必須計算動力總成懸置系統的模態及解耦，以期達到良好的隔振效果和整車舒適性。
實驗結果表明發動機在780 r /min 時產生了共振，故在設計懸置系統模態目標時考慮了轉頻13 Hz，避免產生共振。懸置系統固有模態目標如表5 所示。
4. 結論
( 1) 穩態工況下，隨著轉速的提升基頻也隨之增加，Y 軸的振動烈度比同轉速的X、Z 軸大，且內燃機主要峰值振動頻率為內燃機轉頻的整數倍，驗證了實驗數據的準確性。
為了判斷各懸置靜剛度對pitch剛體模態影響趨勢，先后更換不同靜剛度的左、右懸置和全套懸置樣件，并進行動力總成剛體模態測試，其懸置靜剛度參數及pitch剛體模態變化見表1所示。
表1 動力總成Ry剛體模態隨懸置靜剛度變化表
通過對表1進行分析，可以看出方案1僅改變左右懸置靜剛度，此時pitch剛體模態基本無變化，主觀評價其改善效果也不明顯。
汽車發動機懸置系統動剛度模態分析[J]. 汽車工程，2009,31（5）：457-461.
[6] 陳秀，譚偉，王彥等. 基于發動機懸置動剛度分析的車內降噪研究[J]. 汽車科技，2012,（5）：30-33.
[7] 聶祚興，于德介，周建文等. 基于6σ的車身噪聲傳遞函數穩健優化設計[J].振動與沖擊，2014,33（14）：155-159.
