懸置模態的案例
淺談懸置支架的模態分析
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 汽車懸置系統分析之ADAMS計算解耦模態
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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
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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。
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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。
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基于ADAMS的懸置系統整車剛體模態解耦分析方法
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。
展開 基于SimSolid對汽車動力總成懸置支臂的靜力與模態分析
汽車動力總成懸置設計中，對懸置金屬支架的強度和模態分析非常重要，CAE分析的準確與否，會直接影響到懸置的可靠性和NVH性能。本文針對某車型的左懸置支臂，使用SimSolid軟件對其進行靜力與模態分析，并與OptiStruct和Abaqus軟件的分析結果進行對比。本文所做分析僅用于對CAE分析軟件的學習和交流。文中圖片不夠清晰的話，可以下載文末PDF原文檔觀看。
懸置支臂一端連接變速器，另一端連接接懸置的橡膠軟墊。汽車在各種工況下行駛時，懸置托臂會受到各個方向的力。本文主要為了驗證SimSolid軟件的實用性與準確性，故下面僅針對+Z、-Z、+X、-X四個方向各施加8000N的載荷，并對托臂進行簡單的對地模態分析。
將變速器側簡化為三個管柱，與支臂、螺栓（M12）一起導入SimSolid軟件，建立分析模型。其中支臂材料為鋁，其余為鐵，材料參數未設置塑形曲線。具體如下圖所示：
1. +Z向工況計算
首先，將模型使用傳統CAE軟件計算，以供參考。驗證模型一般先從位移開始，如下圖所示，OptiStruct計算結果逐漸收斂，收斂結果與SimSolid基本吻合，相差3%左右。
注：以單元尺寸1mm模型為例，支臂節點數量約24萬；如果將1mm單元轉化為二階單元，節點數量將超過170萬。因硬件和時間限制，本次驗證暫時沒有進一步細化模型。
將各種網格尺寸的模型分別使用OptiStruct、Abaqus進行計算，應力計算結果如下：
注：1. 由于材料是鑄鋁，結果查看最大主應力；
2. 兩個軟件結果均用Hyperview讀取，使用Advanced平均方式；
3. 二階單元Use corner data；
4.
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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。
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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。
展開 純電動汽車電機嘯叫噪聲優化
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。
展開 純電動汽車電機嘯叫噪聲優化
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。
展開 基于Adams的電動汽車動力總成懸置系統分析與優化設計
懸置性能優化主要是通過Adams軟件進行仿真運算和優化使得動力總成前六階模態分布合理并解耦，一般要達到如下兩點：
（1）懸置系統的振動能量分布間隔大于1HZ；
（2）系統的前6階振型的能量解耦達到80%；
（3）前六階頻率盡可能避開電動汽車車速激勵頻率和傳動軸的二階頻率
2 某款電動載貨車動力總成懸置兩種布置形式
目前市場上常見的電動車動力懸置系統，有三點懸置也有四點懸置，各主機廠家根據自己的總體布置和產品結構的自身特點設計出不同的動力總成懸置，某款商用車設計的方案有兩種，第一種方案（如圖1）是目前的在用方案，第二種方案（如圖2）為新設計的方案。
3 動力總成剛體模態解耦分析
依照動力線的布置角度，動力總成的質心位置，懸置軟墊連接的硬點位置和六方向轉動慣量在Adams中建立簡化三維模型。
在Adams軟件里面設置好各個約束點，用Force→bushing建立四個懸置橡膠軟墊，其三向初始剛度約為：X/Y向設置300N/mm；Z向設置1500N/mm,并依選擇Plugins→test→VibrationAnalysis建立腳本文件，對動力總成懸置系統前六階模態進行解耦仿真[3]。仿真結果如下表1、表2。
對比結論：兩種方案的各方向的解耦率較好，均大于80％，原方案X向的平動和Y向的平動模態頻率間隔0.01HZ,不滿足設計要求（前六階頻率間隔大于1HZ）,新方案的頻率間隔滿足要求。
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多工況下發動機振動噪聲研究
懸置系統優化約束設計
在已設計完成懸置基礎上，可以根據發動機的振動進一步優化參數，讓傳到車內的發動機激勵最小。通常，會通過優化系統約束條件來達到隔振的效果。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。
( 2) 測量的振動加速度信號應該隨著轉速的提高而增加，但表3 顯示同一扭矩下780 r /min 的振動烈度反而大于820 r /min，說明內燃機內部零部件在780 r /min 時存在共振，對內燃機懸置系統設計有一定的指導意義，并給出了懸置系統模態的優化目標。
( 3) 由圖4 可得出噪聲主要由1 階、2 階、4 階、6 階、8 階機械噪聲合成，可對其相應的噪聲產生原因進行優化。
文章來源：發動機技術
展開 【技術貼】EXCITE Mount Layout工具在動力總成懸置設計上的應用
通常對于懸置解耦率一般都要求。分析模型發動機為四缸發動機，轉速在750rpm~6500rpm內，所對應的2階主激勵頻率為25Hz~216Hz，從隔振的效率考慮，依振動理論，懸置頻率應該小于22HZ；從汽車平順性的角度來講，懸置的頻率設定應避開人體的垂向敏感頻率 4~8 Hz 和水平共振頻率 0.5~2 Hz ；另外從頻率響應來看，需避開車身扭轉振動頻率。所有模態頻率必須高于6Hz，以減少與汽車其它部分剛體模態的耦合。所有模態頻率必須低于30Hz ，以減少與車身、轉向柱及動力傳動系統等模態的耦合；另外，為得到較好的垂向振動效果，動力總成繞曲軸轉動方向的頻率，和垂直方向頻率要重點關注。這兩個方向的頻率間隔一般要大于2Hz，考慮到動力總成各個方向振動的耦合性，建議各個方向的頻率間隔應大于1Hz。頻率的設定范圍和6個方向的解耦目標值參考表4。
圖11是固有頻率的設定及解耦率，從表中可以看出，各懸置模態的固有頻率選用合適，大小與間隔符合要求，Vertical與 Roll方向解耦在90%以上，其它方向的解耦在 80%以上，懸置設計合理。
表4 懸置解耦限值
4 總結
動力總成懸置設計過程中需要選擇合適的懸置剛度和支承位置，以保證動力總成在工作過程中與機艙內其他部件不發生干涉，同時使動力總成的剛體模態與底盤不發生共振，并且剛體模態之間應該達到較好的解耦率。解決好這些問題，就大致滿足了懸置的設計要求。
結合EXCITE Mount Layout工具、基于真實的載荷邊界以及便捷的懸置定義，可對動力總成動靜響應位移進行快速校核，同時也可快速進行動力總成懸置剛度解耦率分析，對所設計懸置進行相應的評價。
希望上述內容對廣大EXCITE用戶有所幫助，如有任何疑問，歡迎發郵件至我們公共郵箱Mechanical_support_China@avl.com咨詢。
展開 設計仿真 | 基于MSC Nastran懸置優化（二）
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。動力總成懸置系統主要有三個作用：
1）固定和支撐動力總成，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；
2）隔振作用，將動力總成的振動盡可能少的傳遞到車身。懸置系統隔振性能的核心就是解決剛體模態的頻率分配和振動耦合問題，簡言之就是關注動力總成的剛體模態和解耦率；
3）作為動力吸振器，吸收來自路面的振動激勵。
MSC Nastran是汽車行業有限元分析的標準工具。
展開 設計仿真 | 基于MSC Nastran懸置優化（二）
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。動力總成懸置系統主要有三個作用：
1）固定和支撐動力總成，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；
2）隔振作用，將動力總成的振動盡可能少的傳遞到車身。懸置系統隔振性能的核心就是解決剛體模態的頻率分配和振動耦合問題，簡言之就是關注動力總成的剛體模態和解耦率；
3）作為動力吸振器，吸收來自路面的振動激勵。
MSC Nastran是汽車行業有限元分析的標準工具。
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