懸置的案例
電動汽車電機總成懸置系統仿真分析及優化
懸置系統沿 z 軸方向振動的固有頻率為 １０．３９ Ｈｚ，此時系統的能量主要分布在沿 z 軸平動（５９．０４％）和繞 y 軸轉動（２８．０２％）方向；懸置系統繞 y 軸轉動方向的固有頻率為 ２０．２８ Ｈｚ，此時系統的能量主要分布在繞 y 軸的轉動（６６．２８％）和沿 z 軸的平動（３２．８０％）方向，在這兩個固有頻率下，系統的主要能量同時分散到了兩個方向。因此，需要對原懸置系統進行優化，提高沿 z 向和繞 y 向振動的能量解耦率，并且保證固有頻率合理
分配。
４ 懸置系統優化方案
１）改變電機的懸置位置懸置剛度不變，將電機的兩個后懸置沿 x 軸向后平移 １１２ ｍｍ。其坐標如表 ３ 所示。電機懸置系統的固有頻率和解耦率如表 ４ 所示。
由表 ４ 可知：６ 個方向固有頻率的間隔都大于 １ Ｈｚ，可以避免頻率太近，兩個方向同時振動而造成振動耦合［１５-１６］，滿足設計要求（原結構的固有頻率的間隔都大于 １ Ｈｚ）。各個方向固有頻率的能量解耦率均高于 ９４％，好于原結構。
２）改變電機的懸置位置和剛度
改變電機的懸置位置，電機懸置點的坐標同表 ３。同時，減小電機的懸置剛度。懸置剛度降低后，系統的固有頻率減小，有利于隔振。原結構電機懸置系統在 x、 y、 z ３ 個方向的剛度分別為 ９０、１００、４９５ Ｎ／ｍｍ，改進后電機懸置系統在 x、y、z ３ 個方向的剛度分別為 ９０、９０、４００ Ｎ／ｍｍ。電機懸置系統的固有頻率和解耦率如表 ５ 所示。
由表 ５ 可知：電機懸置系統在 ６ 個方向的固有頻率相對于只改變電機的懸置位置有所降低，有利于提高懸置系統的隔振率，各個方向固有頻率的間隔也都大于 １ Ｈｚ，可以避免頻率太近而造成振動耦合。
展開 【技術貼】EXCITE Mount Layout工具在動力總成懸置設計上的應用
1 前言
動力總成懸置系統作為動力總成和車身之間的隔振系統，其工作性能直接影響整車舒適性、平順性及 NVH性能。隨著汽車技術的發展和路況的不斷改善，動力總成成了汽車的最大振動源，為改善汽車的乘坐舒適性，懸置必須具有良好的隔振作用。如何選擇或設計合理的懸置也是汽車開發過程中的重點之一。EXCITE Mount Layout 工具作為懸置設計的專用工具，可為懸置設計開發提供極大便捷性。本期技術貼將給大家介紹EXCITE Mount Layout 在懸置開發過程中應用。
眾所周知，汽車的懸置一方面固定和支撐動力總成，并在車輛行駛過程中限制由于車輛啟動、加減速或者路面顛簸等原因引起的動力總成位移，防止與其他部件碰撞，另一方面也起到隔振作用，將內燃機的振動盡可能少的傳遞到車身，提高車輛的音振性能水平。從隔振角度而言，希望懸置越軟越好，以此將振動隔離到最??；而從支承和限位的角度來講，由于布置空間和結構的限制，希望懸置越硬越好。所以在懸置系統設計時，就要平衡好兩者的關系，在盡可能隔振的基礎上，也要保證支撐和限位的功能。
2 建模簡介
由于動力總成懸置系統的固有頻率一般在 5~30Hz之間，而動力總成的彈性模態一般要大于60 Hz，也就是說在懸置系統固有頻率范圍之間，動力總成的振動只以剛體模態存在，在懸置概念設計過程中，動力總成考慮成剛性體，只需要考慮其質量以及轉動慣量。EXCITE Mount Layout工具中，用戶可直接定義動力總成質量以及轉動慣量信息。同時該工具也支持分別定義發動機以及變速箱質量屬性以及空間位置，快速完成動力總成剛性體創建。
早期動力總成懸置方案選取過程中，合適的懸置個數與合理的位置直接關系到懸置的隔振效果，動力總成懸置個數與動力總成重量、尺寸、安裝方式以及發動機排量相關。汽車動力總成懸置系統多采用三點或四點支承。
展開 某汽車動力總成橡膠懸置疲勞計算
1 引言
動力總成懸置系統重要功能之一是動力總成支撐和定位的作用。根據整車空間及減振的需要，發動機被支撐在幾個懸置上，在發動機本身振動和外界作用力驅動下，發動機和底盤之間存在著相對運動。因此懸置系統具有控制發動機相對運動和位移的功能，使發動機始終保持在相對穩定和正確的位置上，而不能讓發動機在各方向運動中與底盤、車身上的零件產生干涉和觸碰。對于懸置系統而言，其疲勞性能的好壞對整車性能影響極大，越來越受到人們的關注。橡膠懸置的疲勞破壞形式以橡膠主簧失效居多，因此橡膠主簧的疲勞對整個懸置系統的壽命起著決定性的作用。今年來隨著有限元技術的不斷成熟，用有限元法來分析橡膠材料的疲勞破壞被各國學者廣泛采用。某動力總成橡膠懸置在臺架疲勞中出現橡膠主簧斷裂現象，如圖1 所示。由圖可知，橡膠主簧斷裂處位于主簧下側圓角處。此懸置臺架疲勞要求在特定的疲勞工況及特定的試驗頻率下，橡膠主簧40 萬次不出現裂紋，但是試驗懸置在27 萬次時失效，出現橡膠主簧斷裂現象。
圖1 失效橡膠懸置疲勞斷裂示意圖
針對此問題，首先采用ABAQUS 對失效懸置進行剛度與應變進行分析，找出失效懸置主簧斷裂與有限元計算結果之間的一致性；然后根據失效懸置與計算結果對原懸置重新進行結構設計，并利用ABAQUS 預測新結構懸置的應變與疲勞特性；最后通過臺架疲勞試驗驗證此懸置的實際壽命。
2 失效懸置有限元分析
2.1 模型描述
此懸置為某汽車動力總成前懸置，懸置外管與動力總成側支架固連接，懸置芯子與車身側支架固連接，如圖2 所示。
展開 電動汽車電機懸置框架的安全性能和輕量化研究
兩種汽車類型的懸置，在布置和結構形式上，與燃油車存在明顯的差異。某SUV電動車采用非全框式副車架，其驅動電機與前縱梁的空間間隙較大，無法將左、右懸置直接安裝在左右側前縱梁上。因此，需要設計懸置框架來裝載電機和電器設備。懸置框架作為關鍵的承載部件，在機艙中占據重要的位置，因此有必要對其安全性能進行研究。
本文研究了電動汽車懸置框架的布置和結構設計方法，對懸置框架進行建模，開展整車碰撞仿真分析評估安全性能，并對上掛式懸置框架結構開展輕量化設計，優化鋁合金框架的性能。
1電機懸置框架的設計
1.1懸置布置形式
電動汽車電驅動系統總成采用三點式懸置。圖1所示的是下托式和上掛式兩種懸置布置方式。下托式的懸置橫梁在電機前方，與前縱梁下端面通過螺栓連接。前方兩個懸置通過懸置支架安裝在懸置橫梁上；后懸置通過懸置支架安裝在副車架上方。下托式的三個懸置點都承受Z向力。由于懸置橫梁在實際道路工況中受力較大，因此對懸置橫梁的左右側安裝點的強度要求比較高。
上掛式將電機通過左、右懸置掛載到一個懸置框架上，懸置框架再安裝到前縱梁的上端面。上掛式的左、右側懸置主要起到承載作用；后懸置采用嵌入方式安裝在前副車架的上、下蓋板中間，起到Y向抗扭作用。由于上掛式通過懸置框架裝配在前縱梁上方，承載效果優于下托式。
1.2框架結構設計
上掛式懸置框架由兩根橫梁和5根小縱梁相互焊接構成?？蚣軝M梁的厚度為2.0mm，材料為45#型鋼，框架整體重量為7kg。在橫梁上焊接有一排小套筒，電器件可通過安裝支架和套筒裝配在框架上方。
懸置框架前、后橫梁的跨度設計應控制在300~350mm范圍內。通常在縱梁后段需要設計碰撞折彎點。
展開 
大客車空調壓縮機懸置機構優化仿真
摘要
：改進大客車常用曲軸連桿式空調壓縮機懸置機構，基于與汽車動力總成懸置系統的相似性，考慮發動機振動和帶傳動對壓縮機振動影響，建立壓縮機總成—發動機集總參數模型。以系統能量解耦率為優化目標，系統固有頻率和懸置剛度約束作為約束條件，懸置的三向剛度值為設計變量進行優化設計?；贏DAMS建立壓縮機總成—發動機動力學模型，仿真結果表明懸置機構改進后壓縮機振動減弱，優化后懸置支反力、壓縮機質心縱向位移和繞轉動軸角加速度明顯下降，證明改進懸置機構和優化方法對壓縮機隔振的可行性和有效性。
關鍵詞
：振動與波；空調壓縮機；懸置機構；動力學仿真；大客車；解耦率
壓縮機是大客車空調系統核心部件，其中曲軸連桿式壓縮機由于制造技術成熟、結構簡單、對加工材料和加工工藝要求低、制冷量大等特點多應用在大型客車上[1]，如圖1所示。但其在工作過程中會有較大的振動，所以必須安裝有相應的懸置機構。
目前國內普遍采用如圖2 所示的懸置機構，壓縮機總成安裝在可繞支架芯軸轉動的底座上，減振彈簧吸收發動機振動、保持皮帶張緊[2-4]。由于減振機構無法吸收壓縮機自身產生的振動，且與車身剛性連接，振動直接傳遞至車身，極大降低大客車NVH性能和乘坐舒適性。
1 改進后的懸置機構
針對目前國內大客車壓縮機懸置機構無法降低、吸收壓縮機自身振動的缺點，對懸置機構作相應的改進。改進后的壓縮機懸置機構用橡膠塊替代支架芯軸機構，壓縮機總成通過橡膠塊和張緊彈簧柔性地和車身相連接，如圖3所示。
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MSC Nastran懸置優化
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 某新型動力總成抗扭懸置設計及仿真分析
1 傳統縱置動力總成的懸置設計計算分析
1.1 實際車輛中影響車輛抖動的因素分析
目前傳統縱置動力總成的懸置結構一般為發動機左右懸置采用矩形懸置和變速器懸置的三點布置形式：根據不同車型的需要后懸置采用襯套吊裝式，或者剪切型懸置托舉式，作用都是大相徑庭的，本研究以襯套型為例，經過針對多個縱置動力總成項目的歸納與分析，對于車輛的抖動問題得出以下推論：
a.布置角度：
懸置的布置角度直接影響到懸置的解耦和剛度分解機懸置系統頻率的分布從而影響對總成抖動（晃動）頻次的抑制和大小
b.設計剛度：
剛度設計影響的主要方面可以從靜剛度的支撐合理性及動剛度的大小對
c.懸置曲線：
懸置曲線設計的不合理，導致的動力總成晃動量較大或者沖擊過大不能有效抑制。
1.2 傳統懸置結構的計算仿真分析
對傳統懸置系統進行振動分析，本文采用Adams 建模分析方法對其展開。
設計計算輸入：
根據現有的動力總成設計數據硬點位置及設計參數，在Adams_View模塊下搭建動力總成振動分析動力學模型。首先導入等效的動力總成模型，建立相關硬點，使用Bushing 力單元代替懸置連接總成與大地建立6 自由度振動分析模型，依據上述參數鍵入動力總成和懸置襯套的信息，調整懸置布置角度，后利用Adams_Vibration 模塊進行仿真。
展開 基于Optistruct的動力總成懸置瞬態動力學響應分析
②懸置支架系統建模：懸置支座一般為鑄鋁件，通常使用連續體建模，為保證計算精度需精細的網格（尤其是高梯度區域），常用二階四面體單元。懸置支架一般為鈑金結構，常使用殼單元進行模擬，網格密度需足夠捕捉動態變形和應力集中。
③連接關系定義：懸置襯套連接使用彈簧單元進行建立，采用CBUSH(帶非線性屬性 PBUSH/PBUSHT)單元模擬，本文所使用的襯套剛度和阻尼如下表所示，連續體建模時的共節點RB2連接，精確模擬懸置與動力總成、懸置與支架之間的彈性連接。支架與安裝點通常采用螺栓連接，使用RBE2進行模擬。
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
【摘要】使用多目標遺傳優化算法，在懸置剛度基本不變的情況下，以懸置安裝角度為主要變量，并以各自由度方向的解耦率最大以及傳遞到車身側的動反力最小為目標，對某車型發動機懸置系統進行優化設計。對優化結果制作樣件并進行測試。測試結果表明，該方法可以有效控制動力總成在垂直方向的振動和繞曲軸的扭轉振動，減少懸置支撐點動反力幅值，從而減少車身振動和降低車內噪聲。
?基于有限元技術的發動機懸置支架拓撲優化設計研究
變速器懸置支架（見圖1）是動力總成懸置系統中的安全件和功能件，它的作用是支撐懸置、連接變速器以及傳遞作用在動力總成上的一切力和力矩，另外，懸置支架的一階固有頻率對車內噪聲的影響很大，因此，在動力總成懸置系統設計時，應對支架的強度和固有頻率進行優化設計和試驗驗證。本文使用了Hypermesh及其Optistruct模塊，對變速器懸置支架進行了前處理和拓撲優化，并對優化前后的懸置支架在各載荷工況下所受應力和前三階的約束模態進行了比較，驗證了優化方案的有效性和可靠性。各工況的載荷數據通過ADAMS軟件建立懸置系統動力學仿真模型進行仿真分析來獲得。
圖1 懸置支架在動力總成中的位置
1 懸置系統動力學仿真
1.1 動力學仿真模型建立
Lagrange乘子方法是多體系統動力學建模中經常使用的方法，根據所研究的動力總成懸置系統特點，懸置每個剛體質心的笛卡兒坐標作為系統的廣義坐標。
根據拉格朗日法建立運動方程[3][4],即
式中T ———系統振動時的動能
U ———系統振動時的勢能
D ———系統振動時產生耗散能
Fi ———發動機的激振力
可建立系統的動力學方程。動力總成懸置系統的動力學方程表示為：
其中：為系統質量矩陣，為系統阻尼矩陣，為系統剛度矩陣，為激振力。
不考慮阻尼和外力作用，可得到系統的自由振動的微分方程，也即系統六自由度固有特性的分析方程：
基于多體系統動力學理論，利用機械系統動力學仿真軟件ADAMS/VIEW及振動模塊，建立該轎車的懸置系統模型，為了計算和優化的效率，模型已做簡化。如圖2所示系統由發動機、變速器和四個懸置組成。
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
目前也發開了其它懸置類型，例如自適應懸置，主動懸置和主動隔震阻尼器，以應對來自新的驅動概念（包括停缸技術，發動機自啟停和混動發動機）不斷增長的技術需求。
確定發動機懸置傳遞特性的最重要參數是動剛度，這可以用符合VDA675480標準的合適試驗臺進行測量和評估，以預定頻率的穩態正弦位移信號激勵測試樣品，并測量相關的反作用力。力與位移推導出遲滯回線，從中可以為每個測試頻率確定剛度和阻尼。圖3說明了測量和分析方法。
圖3：依據VDA 675480標準測試彈性體懸置
在測試過程中進行連續的正弦掃振動試驗，測量懸置振動位移和反作用力隨時間的變化曲線，隨后用傅里葉分析確定懸置動態剛度和相位角，這樣就可以在更短的時間、更寬的頻率范圍內高效測量懸置動態特性如：懸置動剛度和隔離度等參數。發動機懸置的典型動剛度值為100-300N/mm。
進一步可以考慮該懸置的的隔離度參數i：
這表明了采用大阻尼材料彈性體懸置的動態硬化特性，一般未經調校的發動機懸置典型的本征頻率位于10Hz附近，隨著發動機轉速的增加，本征頻率恒定的懸置系統的隔離度幾乎以平方的速度上升至1。因此，隨著激勵頻率的增加，傳遞到車體的振動將減少。 然而，對于具有速度比例阻尼特性的彈性懸置，系統的本征頻率隨著速度增加而增加，因而其隔離度的增長會比較緩慢：也就是說高頻振動的傳遞比例會越高，進而進入駕駛艙的高頻噪音更明顯。
用于確定彈性體懸置傳動特性的測試臺
用于測試發動機懸置傳遞特性的測試臺架大體上設計原理相同，液壓作動器安裝在封閉的負載框架中，使得測試部件的一側可以被動態地加載（輸入），另一側動態位移響應（輸出）產生的反作用力可由安裝在發動機懸置響應一側和負載之間的力傳感器測得。
展開 增程式電動汽車動力系統及懸置解耦設計
作為解耦計算的方法，懸置系統解耦計算可采用類似純電動車或傳統燃油車輛計算方法；增程式電動車相比純電動車或傳統燃油車輛不同之處在于，由于其激勵源特性，其解耦結果判斷標準，需要避開的頻率需要特殊設計。
圖3 懸置6自由度和13自由度解耦模型舉例
增程式電動車動力總成及懸置系統解耦結果的避頻原則建議如下，需要注意的是，基于驅動電機扭矩響應快的特點，需合理設計懸置襯套剛度以達到控制動力總成位移量及瞬態響應，這可能造成解耦頻率較高，從而與車身模態、增程器工作工況點共振的風險；而增程器發動機的往復慣性力和爆震的振動噪聲隔離要求，需要對動力總成懸置的隔振性能進行優化，可能造成需要解耦頻率較低，從而與驅動電機對懸置系統的要求造成矛盾。
偏頻
簧下固有頻率
人體前后方向敏感頻率：4Hz
人體胃部上下固有頻率：8Hz
剛體模態之間固有頻率需隔離1Hz以上
增程器發動機各工況點頻率
增程式發電機各工況點頻率
驅動電機/減速器階次頻率（無法完全隔開，但可避開常用或敏感頻率）
空壓機運行頻率
真空泵運行頻率
車身模態
其他……
解決驅動電機與增程器發動機對懸置系統的不同要求，一般方法為設計一個較高的繞驅動軸方向模態和一個較低的Z向平動模態。具體到懸置系統布置和設計方面，一個較常用的推薦為增程器發動機側布置液壓懸置，減速器前后方向各布置一個橡膠懸置，驅動電機側布置一個橡膠懸置；另外一種較為常見的布置型式為在常用的左右后懸置之外，布置一個拉桿懸置限制動力總成扭轉沖擊和位移。
圖4 懸置布置舉例
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 設計仿真 | 基于MSC Nastran懸置優化（三）
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。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。
03
作為動力吸振器，吸收來自路面的振動激勵。
在車輛研發過程初期，傳統方法將車身或底盤系統（商用車車架）看作是質量和剛度無限大，從而將整車動力系統總成解耦簡化為六個自由度振動剛體和由三個或四個彈性彈簧（BUSH）單元支撐組成的六自由度懸置系統的解耦問題。并利用優化算法，基于數學規劃或啟發式算法對懸置剛度、安裝位置、安裝角度等進行優化，保證懸置系統解耦。這種方法簡單、快捷。但是，這種方法忽略車身或車架剛度支撐影響，無法準確評估整車詳細模型動力系統解耦分布、各個懸置支撐方向的隔振率、車身或車架局部結構設計細節對關鍵頻率的影響等；因此，當開發過程中，當到達整車有限元模型階段時，需要將懸置系統開發與整車性能評估結合起來，詳細評估動力系統總成解耦率、隔振率等。
在計算隔振率時，可以基于單個方向施加單位載荷，計算隔振率或基于動力總成懸置被隔離2端點的振動位移、速度或加速度，利用下面公式，確定懸置系統的隔振率：
其中：a主為主動端加速度；a被為被動端加速度。
NVH對懸置隔振率的要求?般為?于20dB即為合格，放寬點可以到15dB.
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