懸置動力學的案例
基于Optistruct的動力總成懸置瞬態動力學響應分析
以左懸置為單獨分析對象，在Hypermesh中建立直接法瞬態動力學載荷分析步Transient（direct），計算懸置支座安裝點應力響應輸出，建立工況如圖2所示
圖2 左懸置支座瞬態動力學分析工況設置
動力總成懸置支架瞬態動力學分析結果
在Hypermesh設置完成瞬態動力分析工況后，提交Optistruct求解器求解，計算左懸置安裝點應力響應輸出，結果如圖3所示
圖3 左懸置支座應力結果云圖和安裝點應力響應曲線
最后，有相關仿真需求，歡迎通過公眾號“320科技工作室”與我們聯系。
展開 動力總成懸置支架多工況拓撲優化設計研究
3懸置系統動力學仿真
3.1 動力總成懸置系統動力學模型
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[4][5],即
（5）
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：
(6)
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：
（7）
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、變速器和三個懸置組成。發動機/變速器的慣性特性參數由三線擺測得，懸置的安裝位置、安裝角度通過整車總布置數模讀取。懸置的動靜態特性通過彈性動態測試臺獲得。根據動力總成中零部件間的相對運動關系，將沒有相對運動關系的發動機和變速器組合為一體。
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
Keywords:Engine Mount System;DecouplingRate;The Multi-objective GeneticOptimization Algorithm ;The Displacement and Angle Control of The Powertrain COG
1 前言
目前動力總成系統振動控制方法很多：例如固有頻率控制法，解耦率方法，懸置動反力最小法等。例如通過調節系統固有頻率，使激勵頻率高于相應固有頻率的 倍，并盡量使各個振動模態解耦[1]，該方法主要是控制怠速頻率以下的振動。最近有學者研究【2~3】以基于總傳遞力或動反力最小為目標的設計方法，該類方法能夠保證很好地隔振性能，但其并沒有考慮動反力減小后對動力總成運動姿態的影響。
本文建立了動力總成懸置系統的6自由度動力學模型，計算懸置系統各個方向上的解耦率和怠速工況下的動反力，以三個懸置動反力之和最小為目標，以前左右懸置剛度及安裝角度為主要變量對某MPV車型V型布置懸置系統進行優化（見圖1）、并對優化結果施加路面激勵及扭矩激勵，考察優化前后動力總成質心和轉角幅頻特性的變化情況，對優化方案進行樣件試制并測試。本文綜合考慮了所有的控制指標，以最終的動力總成質心位移和轉角最小為優化目標，取得了較好的效果，說明了該設計方法的可行性。
圖1 某MPV車型V型懸置系統布置
2 懸置系統的解耦率與動反力
將各個懸置簡化為沿空間3個相互垂直方向(即主剛度方向)上的彈性阻尼元件。動力總成懸置系統將構成一個空間六自由度系統，見圖2。設動力總成置于相互正交的G0-xyz坐標系中，其中原點G0為靜止時動力總成的質心。
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 動力總成懸置設計
對于汽車發動機的支撐形式，相信大家并不陌生，其中最主要的部件就是動力總成的懸置，它不僅要起到支撐發動機的作用，同時還有消除發動機產生的振動噪聲等一系列問題，所以關于動力總成懸置的設計及其重要，今天我們繼續來講講動力總成懸置設計。
來源：汽車技研
純電動汽車動力懸置系統匹配要點
但純電驅動車的動力總成質量明顯小于燃油車；因為抗扭限位的需要，其懸置軟墊剛度則大于燃油車。所以電動車動力總成的剛體模態頻率必然是高于同級別的燃油車。建議X、Y、Z方向的三個平動模態頻率小于20Hz，Roll、Pitch、Yaw三個轉動方向的模態頻率控制在20-40Hz（同時考慮在常用車速范圍內避開傳動軸的2階激勵），同時要避開蠕行時的電機的一階二階諧頻，對于空調壓縮機集成在動力總成上，還應避開空調壓縮機的工作頻率。
純電驅動的驅動電機的扭矩波動既可能在蠕行時發生，也可能在大扭矩情況下發生。所以在進行解耦度和模態頻率計算時，要考慮兩種情況，第一種是使用動力總成僅受重力作用時的懸置軟墊動剛度，第二種是使用動力總成輸出最大扭矩時的懸置軟墊動剛度。兩種情況下都要滿足上述解耦度和剛體模態頻率的要求。
展開 （交流貼）齒輪動力學、機械動力學、行星齒輪動力學、人字齒行星齒輪動力學、MATLAB建模、Workbench強度仿真等
本人專攻齒輪動力學、機械動力學、行星齒輪動力學、人字齒行星齒輪動力學、MATLAB建模、Workbench強度仿真等，歡迎相關研究方向的人員來交流。
【技術貼】EXCITE Mount Layout工具在動力總成懸置設計上的應用
EXCITE Mount Layout 工具支持變速箱不同檔位以及后橋速比定義，可實現不同檔位下動力總成位移及懸置響應計算。
3 實例說明
汽車動力總成懸置系統特性分析和優化計算所需的質量特性參數，可以通過專用測試設備量測取得，也可通過三維CAD軟件計算得出。動力總成參數包括質量、質心位置、轉動慣量和慣性積。表1 為某動力總成的質量特性。
表1 動力總成質量信息
當前動力總成采用3點式支撐，支撐位置如下表所示。
表2 懸置位置定義
懸置剛度定義為非線性靜剛度，某懸置主方向剛度曲線如圖6：
從激勵層面上看，懸置系統需要隔離掉源于發動機的低頻振動激勵，如發動機往復慣性力以及傾覆力矩等，由于變速箱的激勵頻率范圍主要是中高頻，往往在定義動力總成載荷激勵時可不用考慮。圖7為當前模型缸壓負載，結合曲軸動力學模型，可快速計算發動機相應的振動激勵。
考慮汽車啟動過程加速度變化，設置整車運動加速度為6m/s^2，結合懸置動響應分析，可快速計算當前狀態動力總成響應位移。一般動力總成最大位移在10~20mm之間，動力總成最大旋轉角度也需控制在4°以內。EXCITE Mount Layout 中用戶可以自定義任意測點動響應結果，圖8為各測點位置。通過計算結果圖9與表3可知，以轉速為1000rpm為例，該動力總成測點MP3的Z向位移最大，為6.12mm、動力總成旋轉角度為2deg均不超過限制，滿足設計位移設計需求。
表3 動力總成測點位移
圖10為各懸置動響應位移和支承力，結合該結果可對懸置可靠性進一步進行校核。
在動力總成的懸置系統設計中，應盡可能解除動力總成的6自由度之間的剛性振動耦合，一方面便于減小可能激起共振響應的頻帶寬度，另一方面便于合理配置其固有振動頻率，使激勵頻率遠離固有頻率，獲得良好的整體隔振效果。
展開 整車動力總成懸置系統NVH解決方案
整車動力總成懸置系統NVH解決方案
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。
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動力總成懸置系統優化設計方法探討 ￥8.8
動力總成懸置系統優化設計方法探討
形貌優化在動力總成懸置支架設計中的應用
5 優化方案分析
5.1強度分析
對懸置支架原始模型與優化后模型 導入Abaqus軟件中進行同工況靜力學分析對比，以了解優化前后模型的剛度與強度情況。得到結果如表3.
表3 優化前后應力對比
由6種工況靜力學分析結果來看，優化后模型相對原始模型應力云圖分布更加合理，各個工況下最大應力明顯改善。
5.2 模態分析
為了驗證優化設計方案的可靠性，對優化方案進行模態分析，一階模態已經達到了755HZ，已經滿足了目標值，見圖 5。而且從模型上來看加強筋的布置合理符合生產制造工藝的要求，零件的重量也沒有增加。
圖 5 優化后模型及其一階模態
6 結論
本文利用hypermesh軟件對懸置支架進行了模態分析，并對利用軟件自帶的OPSTRUCT模塊對支架進行了形貌拓撲優化設計。通過優化前后的模態頻率情況以及靜力學分析結果的對比，說明了利用 HyperWorks提供的優化工具，可以縮短懸置支架設計的周期，提高了零件設計質量。本文建立的優化設計方法和設計思路也可用于汽車上其他零部件的前期設計和改進設計。
參考文獻：
[1]Specification for 261 Powertrain Mounts :Body- Frame-Integral Subsystems GMW14116 [S]. North American Engineering Standards，December 2006.
[2] 呂兆平 基于有限元技術的發動機懸置支架拓撲優化設計研究 汽車工程，2009（4）
[3] Basem Alzahabi. Optimization of Transmission Mount Bracket[J].
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
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。
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