懸置系統的案例
電動汽車電機總成懸置系統仿真分析及優化
摘要
：為了對電動汽車電機懸置系統的固有特性進行分析，利用 ＡＤＡＭＳ 建立電機懸置系統六自由度仿真模型，計算電機總成懸置系統的固有頻率和能量解耦率，得出懸置系統各階固有頻率均大于內燃機汽車，且繞電機軸線方向振動的固有頻率遠大于內燃機汽車，整車豎直方向和俯仰方向存在嚴重的振動耦合。通過改變電機的懸置位置和剛度對電機懸置系統進行仿真優化。優化結果表明：通過改變電機的懸置位置和剛度，可以使懸置系統的固有頻率分布更加合理，能量解耦率得到提高。
關鍵詞
：電動汽車；電機懸置系統；ＡＤＡＭＳ；仿真
全球能源危機、環境污染問題日益嚴重，純電動汽車作為新能源汽車的一個重要方向，符合國家節能環保的發展趨勢，國內諸多汽車制造廠和研究機構對電動汽車進行了深入研究［１］
。電動汽車與傳統內燃機汽車的振動噪聲源差別較大。傳統內燃機汽車的噪聲主要來源于發動機噪聲、進排氣噪聲、散熱風扇噪聲、傳動系統噪聲、路面輪胎噪聲、車身振動噪聲和風噪聲［２］。電動汽車由于沒有發動機噪聲和進排氣噪聲這兩大主要噪聲，其噪聲比內燃機汽車噪聲在一般工況下減小很多［３］，但由于電動汽車驅動電機的特殊性，在加速時電機會產生轉矩波動，并且瞬時轉矩沖擊較大［４-６］，這些振動和沖擊會傳給車架，引起
車內振動噪聲和部件的疲勞破壞，此時噪聲比內燃機汽車噪聲要大。
牽引電機通過懸置系統安裝在汽車車架上，懸置系統支撐電機的重量，對動力總成與車架間的振動起雙向隔離作用［７-９］。驅動電機在工作過程中，在懸置系統某一個自由度方向作用變化的激振力，并引起該方向的振動時，導致其他自由度方向的振動，出現耦合振動。由于耦合振動擴大了振動頻率的范圍，為了達到相同程度的隔離效果，懸置必須要更軟，從而使得穩定性降低。因此，需要對懸置系統進行解耦優化。
展開 基于動力總成質心位移及轉角控制的懸置系統優化設計
對于上述懸置系統采用多目標優化設計方法進行優化，優化后左懸置的安裝角度由45°變為22.7°，右懸置的安裝角度由45度變為25.7度，得到優化后的剛度參數如表4所示。優化后得到的系統固有頻率和能量分布百分比如表5所示。此時動反力F=621.2N，比原方案有較大的下降。
表4優化后懸置系統主軸剛度及安裝角度
表5 優化后懸置系統解耦率及固有頻率
由表3和表5可看出，對懸置安裝角度進行調整，提高了懸置系統的隔振性能。優化后懸置系統側傾方向固有頻率由18HZ下降到9HZ,解耦率從26.54提高到71.93，與橫擺模態的耦合大有改善。其它方向的能量分布百分比也都有了一定程度的提高，特別是Y向和繞Z軸方向。系統實現了6個自由度方向的近乎完全解耦。對動力總成施加單位路面激勵（1N）和繞曲軸扭轉方向扭矩激勵（200N.m）,得到優化后懸置系統動力總成在平動及轉動幅頻特性如圖4所示。
圖4 優化后懸置系統動力總成質心在路面及扭矩激勵下的幅頻特性
動力總成角位移的幅頻特性曲線中,在10.2HZ處均出現峰值。由圖3中a1)和圖4中a1)可見,動力總成角位移的幅值均很小。優化前后動力總成質心在路面激勵下的平動位移及轉動位移變化不大，僅平動幅值有所降低，Z向平動位移從11.5mm降低到10.5mm。
從表3可知由于懸置系統在俯仰方向和橫擺方向的振動是嚴重耦合的,在側傾方向力矩的作用下,優化前懸置系統的動力總成在Y方向振動的位移除了在6.4Hz 處有峰值外,在9.6Hz處也出現了峰值,在6.4HZ處峰值最大達到35mm,如圖3中a2)所示。同時在側傾方向的角位移也比較大，在6.4HZ處角位移達到了14.4°。
展開 汽車懸置系統分析之ADAMS計算解耦模態
；
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 增程式電動汽車動力系統及懸置解耦設計
增程式電動汽車動力系統及懸置解耦設計
無論是對于傳統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計，獲得整車更好的NVH性能，懸置系統及動力總成的設計匹配和解耦都非常重要，為其設計重點和難點。
1. 增程器-電驅動分開布置下的解耦設計
考慮到增程式電動汽車動力系統激勵源的復雜度較高，僅從動力總成激勵源及響應特性的角度出發，推薦增程器（發動機+發電機）系統與驅動系統（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，需要設計兩套懸置減振系統，有可能需要付出更多的零部件重量、成本等；其優點為大大降低了動力系統整體設計匹配難度，易于獲得更好的NVH性能，實現整車質量分布的均勻性等。
增程器-電驅動分開布置后，電驅動系統懸置解耦設計可根據純電動車動力總成激勵源特點進行匹配開發。而對于增程器的懸置匹配和解耦設計，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的避頻，可根據傳統燃油車懸置設計理論進行匹配開發。
圖1 增程器-電驅動分開布置
2. 一體化增程器-電驅動系統的解耦設計
考慮到布置空間、重量、成本等因素，增程式電動車動力系統采用了較多一體化設計，即發動機+發電機+驅動電機+減速器+控制器一體化設計為一個動力系統，進行整體布置設計和優化，并共用一套懸置系統。其缺點為集成度高帶來激勵頻率復雜，設計難度高，不易獲得較好的NVH性能。
圖2 一體化增程器-電驅動系統集成舉例
由于動力總成激勵的復雜性，懸置系統的設計及解耦非常重要，對增程式電動車整車NVH性能影響很大。
展開 
純電動汽車動力懸置系統匹配要點
城市道路的路面不平度帶來的低頻隨機振動激勵，這一部分也屬于穩態激勵，通過懸掛系統傳遞到車架、車身、動力總成和座椅，路面隨機振動激勵經過懸架的衰減、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，且由于現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（瞬態激勵）需要包括在內。因此對于純電動汽車，電機的扭矩波動遠低于發動機，而且主要出現在蠕行、加速、減速和制動工況，其頻率與發動機轉動階次也無明顯關聯。但電機的扭矩則明顯大于發動機。
所以懸置匹配優化的著眼點則應該是動力總成的扭矩，懸置系統首先應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，在此基礎上再考慮隔振性能。
因此，純電動汽車對懸置系統的隔振能力要求低于傳統燃油車，但對懸置系統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構噪聲的形式，通過懸置系統傳遞到乘員艙內。如果懸置軟墊太柔軟，很可能在全扭矩工況被壓死，從而加劇結構噪聲的傳遞。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。
圖4 電機懸置布置示意
關于剛體模態解耦和模態頻率分布分析，對于燃油車一般都是將6階剛體模態頻率規劃在5-18Hz，并且繞曲軸轉動的模態頻率要小于發動機怠速激勵頻率的0.707。
展開 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 輕型客車橡膠懸置系統的優化設計研究
上海交大的研究生論文
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基于Adams的電動汽車動力總成懸置系統分析與優化設計
4 動力總成懸置優化結論
通過以上分析和優化，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 結束語
經過以上分析，我們對不同形式動力懸置系統的剛體模態和能量解耦分析，并且通過Adams軟件的懸置系統仿真和解耦計算，掌握了動力總成懸置系統的設計思路及關鍵點，為各類變型車設計及新車型開發提供了理論依據和設計參考。
展開 動力總成懸置系統設計中的坐標系定義及解耦坐標系討論
如果動力總成前置后驅左右懸置布置成V型或者中置后驅車型如以前五菱之光、長安之星的動力總成布置與水平面成50°夾角的情況下，最好是能做一下TRA坐標系下得解耦校核。重點要考察繞TRA軸的解耦情況。
圖5 與水平面成50°布置的發動機
三、參考不同解耦坐標系的問題
1、原則上：解耦應參照激振力的方向進行解耦。比如水平方向存在激振力，應確保水平方向的模態是解耦的。
2、但對于動力總成懸置系統來說，傾覆力矩波動引起的振動繞TRA方向。TRA坐標系的另外兩個軸一般不與任何一個水平坐標系平行。
3、因此，解耦僅參考一個坐標系似乎都不合理。
4、現今TRA軸是自由狀態無約束下的TRA軸，動力總成懸置系統TRA軸實際上應為約束TRA軸。
四、不同工況下解耦參考坐標系的適用情況
1、 怠速下，理論上參考TRA坐標系更好，但還需考慮發動機的缸數所帶來的激振力的方向。
2、 高轉速下，參考動力總成質心坐標系或整車坐標系更好（依據動力總成布置傾斜程度而由不同的考慮）。
3、 路面或輪胎激勵下，則參考整車坐標系更好。
4、 在低頻0-50HZ時，路面激勵和傾覆力矩波動對振動影響較大，慣性力/慣性力矩對振動影響較小。因此低頻范圍需重點關注整車坐標系和TRA軸坐標系下的解耦
5、 當轉速上升至一定范圍，慣性力/慣性力矩會顯著增大，但對應的頻率與懸置系統固有頻率相比已有足夠大的隔振空間。因此可以不考慮動力總成質心坐標系下的解耦情況。（見圖6所示）
圖6 不同轉速下傾覆力矩機慣性力的變化情況對比
通過上面的闡述，各位讀者，應該對坐標系定義以及解耦坐標系的選擇有了一個比較清楚的認識了吧！如果有什么不明白的，可以加我的微信一起探討，我的微信號是bycmgs。當然直接關注公眾號最好了。
展開 
基于ADAMS/View的動力總成懸置系統軟件開發
對于在ADAMS/View下進行懸置系統仿真與優化軟件的二次開發，是相當不錯的資料，分享給大家。
基于ADAMS.View的動力總成懸置系統仿真分析二次開發.part2.rar
基于ADAMS.View的動力總成懸置系統仿真分析二次開發.part1.rar
基于能量法解耦的汽車動力總成懸置系統優化
$A 對該車動力總成懸置系統進行優化設計，從而提高其隔振效率，降
低整車的振動。
關鍵詞：動力總成懸置系統Y 能量法解耦Y ?@?$AY 優化
基于能量法解耦的汽車動力總成懸置系統優化.pdf
設計仿真 | 直播預告-基于MSC Nastran車輛懸置系統開發
整車振動激勵主要來自路面激勵和總力總成激勵，其中作為車輛重要的振動源，動力總成懸置系統開發是影響車輛NVH性能的重要指標。車輛懸置開發要滿足多個目標，如支撐動力系統重量、為車輛行駛提供支撐力矩、怠速系統隔置、車輛行駛典型工況中限位與總布置要求等，其中各個開發目標又是相互矛盾。
海克斯康工業軟件旗下MSC Nastran作為一款有限元分析工具，基于統一開發環境，基于同一動力學參數驅動的仿真模型能夠實現快速高效開發，并且能夠利用python將Nastran的開發工況過程化，編制自動化腳本，實現開發效率提升。
本期直播將與大家分享在受產品開發周期限制時，如何在有限時間內進行多次迭代？基于python語言如何實現動力總成懸置系統開發過程標準化、自動化處理仿真數據，最終通過形成報告開發，實現顯著節省開發時間，降低費用，提升動力總成性能。歡迎預約報名！
展開 基于整車NVH性能要求的懸置系統設計分析案例
目前國內做懸置設計的大都參照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、剛度強度以及仿真分析橡膠結構件的剛度，再進一步的要求就必須主機廠去提了，比如做做系統的敏感性穩健性，優化一下總傳遞力或者動反力的。再有就是基于動力總成質心位移最小的優化等等，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）動力總成最大轉角。
一般國內對3）Engine shake要求不多，但我們具體調試的時候經常會去試這個工況，看是否還有過坎余震。
它這個最大的特點，把設定的目標計算出來，這個需要比較確定的傳遞函數（比如NTF、VTF這些），有了這些，再有了發動機的激振力，就可以做計算了。
目前很多主機廠在項目開發階段已經具備獲取發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。分析報告內容來自華南理工大學上官老師。
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汽車NVH云講堂
發布汽車NVH行業專家原創PPT，以懸置系統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NVH，新能源NVH，懸架NVH,轉向NVH等。
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