動力懸置系統(tǒng)的案例
基于動力總成質心位移及轉角控制的懸置系統(tǒng)優(yōu)化設計
對于上述懸置系統(tǒng)采用多目標優(yōu)化設計方法進行優(yōu)化，優(yōu)化后左懸置的安裝角度由45°變?yōu)?2.7°，右懸置的安裝角度由45度變?yōu)?5.7度，得到優(yōu)化后的剛度參數(shù)如表4所示。優(yōu)化后得到的系統(tǒng)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(yōu)化后懸置系統(tǒng)主軸剛度及安裝角度
表5 優(yōu)化后懸置系統(tǒng)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(tǒng)的隔振性能。優(yōu)化后懸置系統(tǒng)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(tài)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(tǒng)實現(xiàn)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(yōu)化后懸置系統(tǒng)動力總成在平動及轉動幅頻特性如圖4所示。
圖4 優(yōu)化后懸置系統(tǒng)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(xiàn)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(yōu)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(tǒng)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(yōu)化前懸置系統(tǒng)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(xiàn)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 汽車動力總成懸置系統(tǒng)及懸置設計與實驗驗證
汽車動力總成懸置系統(tǒng)及懸置設計與實驗驗證
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基于Adams的電動汽車動力總成懸置系統(tǒng)分析與優(yōu)化設計
4 動力總成懸置優(yōu)化結論
通過以上分析和優(yōu)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(jīng)過以上分析，我們對不同形式動力懸置系統(tǒng)的剛體模態(tài)和能量解耦分析，并且通過Adams軟件的懸置系統(tǒng)仿真和解耦計算，掌握了動力總成懸置系統(tǒng)的設計思路及關鍵點，為各類變型車設計及新車型開發(fā)提供了理論依據(jù)和設計參考。
展開 基于能量法解耦的汽車動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化
【摘要】針對某皮卡車更換動力總成后，出現(xiàn)怠速工況下動力總成晃動較大的現(xiàn)象* 利用能量法
解耦的基本原理，并采用?@?$A 對該車動力總成懸置系統(tǒng)進行優(yōu)化設計，從而提高其隔振效率，降
低整車的振動。
關鍵詞：動力總成懸置系統(tǒng)Y 能量法解耦Y ?@?$AY 優(yōu)化
基于能量法解耦的汽車動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化.pdf
基于ADAMS/View的動力總成懸置系統(tǒng)軟件開發(fā)
對于在ADAMS/View下進行懸置系統(tǒng)仿真與優(yōu)化軟件的二次開發(fā)，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(tǒng)仿真分析二次開發(fā).part2.rar
基于ADAMS.View的動力總成懸置系統(tǒng)仿真分析二次開發(fā).part1.rar
動力總成懸置系統(tǒng)設計中的坐標系定義及解耦坐標系討論
因此動力總成質心坐標系下，需要重點考察有慣性力、慣性力矩存在的方向上的解耦情況。
3、TRA坐標系下得解耦分析
參考TRA坐標系，更多的考慮傾覆力矩波動對隔振性能的影響。 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(fā)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(tài)是解耦的。
2、但對于動力總成懸置系統(tǒng)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(xiàn)今TRA軸是自由狀態(tài)無約束下的TRA軸，動力總成懸置系統(tǒng)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(fā)動機的缸數(shù)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(jù)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(tǒng)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。
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(tǒng)作為動力總成和車身之間的隔振系統(tǒng)，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(fā)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(fā)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(fā)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(fā)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小；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(tǒng)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(tǒng)的固有頻率一般在 5~30Hz之間，而動力總成的彈性模態(tài)一般要大于60 Hz，也就是說在懸置系統(tǒng)固有頻率范圍之間，動力總成的振動只以剛體模態(tài)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(fā)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(chuàng)建。
早期動力總成懸置方案選取過程中，合適的懸置個數(shù)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(shù)與動力總成重量、尺寸、安裝方式以及發(fā)動機排量相關。汽車動力總成懸置系統(tǒng)多采用三點或四點支承。
展開 基于Optistruct的動力總成懸置瞬態(tài)動力學響應分析
動力總成懸置系統(tǒng)（Powertrain Mounting System, PMS）是汽車底盤與動力總成（發(fā)動機+變速箱）之間的關鍵連接部件，其核心作用是支撐、定位、隔振和限位。它直接決定了整車的NVH（噪聲、振動與聲振粗糙度）性能、駕駛平順性、耐久性及安全性。
使用Optistruct進行動力總成懸置瞬態(tài)動力學響應分析是一個復雜但非常重要的工程任務，主要用于評估動力總成及其懸置系統(tǒng)在時變載荷（如發(fā)動機點火激勵、路面沖擊、急加減速等）作用下的動態(tài)行為。
基于ADAMS的懸置系統(tǒng)整車剛體模態(tài)解耦分析方法
目前懸置系統(tǒng)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(tài)和能量分布與在整車狀態(tài)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?yún)?shù)較少，因此在動力總成懸置系統(tǒng)的設計初期，可以用來進行懸置系統(tǒng)的計算分析。后期到達一定階段以后，整車的各種設計參數(shù)鎖定，可以獲取整車的重量、轉動慣量和簧載質量等數(shù)據(jù)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(shù)
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(shù)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(shù)據(jù)在ADAMS/VIEW 中分別建立動力總成懸置系統(tǒng)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(tǒng)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(shù)依照1 中數(shù)據(jù)。
展開 增程式電動汽車動力系統(tǒng)及懸置解耦設計
增程式電動汽車動力系統(tǒng)及懸置解耦設計
無論是對于傳統(tǒng)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(tǒng)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(tǒng)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(fā)，推薦增程器（發(fā)動機+發(fā)電機）系統(tǒng)與驅動系統(tǒng)（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(tǒng)，有可能需要付出更多的零部件重量、成本等；其優(yōu)點為大大降低了動力系統(tǒng)整體設計匹配難度，易于獲得更好的NVH性能，實現(xiàn)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(tǒng)懸置解耦設計可根據(jù)純電動車動力總成激勵源特點進行匹配開發(fā)。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(tài)的避頻，可根據(jù)傳統(tǒng)燃油車懸置設計理論進行匹配開發(fā)。
圖1 增程器-電驅動分開布置
2. 一體化增程器-電驅動系統(tǒng)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(tǒng)采用了較多一體化設計，即發(fā)動機+發(fā)電機+驅動電機+減速器+控制器一體化設計為一個動力系統(tǒng)，進行整體布置設計和優(yōu)化，并共用一套懸置系統(tǒng)。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(tǒng)集成舉例
由于動力總成激勵的復雜性，懸置系統(tǒng)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 設計仿真 | 直播預告-基于MSC Nastran車輛懸置系統(tǒng)開發(fā)
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(tǒng)開發(fā)是影響車輛NVH性能的重要指標。車輛懸置開發(fā)要滿足多個目標，如支撐動力系統(tǒng)重量、為車輛行駛提供支撐力矩、怠速系統(tǒng)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(fā)目標又是相互矛盾。
海克斯康工業(yè)軟件旗下MSC Nastran作為一款有限元分析工具，基于統(tǒng)一開發(fā)環(huán)境，基于同一動力學參數(shù)驅動的仿真模型能夠實現(xiàn)快速高效開發(fā)，并且能夠利用python將Nastran的開發(fā)工況過程化，編制自動化腳本，實現(xiàn)開發(fā)效率提升。
本期直播將與大家分享在受產(chǎn)品開發(fā)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(xiàn)動力總成懸置系統(tǒng)開發(fā)過程標準化、自動化處理仿真數(shù)據(jù)，最終通過形成報告開發(fā)，實現(xiàn)顯著節(jié)省開發(fā)時間，降低費用，提升動力總成性能。歡迎預約報名！
展開 
純電動轎車三電匹配研究
對動力總成的固有頻率進行設計時，應避開上述車身固有頻率、路面激勵頻率及人體對振動的敏感頻率范圍[2]，因此，確定動力總成固有頻率設計目標為：Z 方向固有頻率在9 Hz～25 Hz，其他方向固有頻率均分布在6 Hz～25 Hz。
設計動力總成懸置系統(tǒng)時，應盡量使其在6 個方向的振動互不耦合。本文應用能量解耦法進行計算，在合理配置懸置系統(tǒng)固有頻率的基礎上，將能量分布的設計目標確定為各方向均大于90%。
在各種行駛工況下，須保證動力總成與周圍其他零部件不發(fā)生撞擊、干涉，評估車輛在多種典型和極限工況下的動力總成質心位移和懸置元件的受力、變形狀況，將動力總成質心的位移控制在指定范圍內，懸置在各彈性主軸方向的變形應處于指定工作點[5]。因此，建立如表1所示的動力總成的質心位移設計目標。
表1 動力總成質心位移控制設計目標
2 動力總成懸置系統(tǒng)的設計方法
2.1 純電動汽車動力總成懸置系統(tǒng)動力學模型
將動力總成視為剛體，由n 個(n≥3)懸置支承在車架、副車架或車身上，懸置簡化為沿3個垂直的彈性主軸方向(U、V 和W 方向)具有剛度和阻尼的元件，如圖1所示[5]。
圖1 動力總成懸置系統(tǒng)動力學模型
以動力總成質心為原點G0建立坐標系，X 軸平行水平面指向車輛前進方向，Z 軸垂直向上，Y 軸指向電機方向。據(jù)此可定義動力總成在X、Y、Z軸方向的平動為x、y、z，繞X、Y、,Z 軸的轉動為α、β、γ。動力總成質心運動的廣義坐標為
動力總成懸置系統(tǒng)6自由度模型的運動微分方程為
式中：[M]為動力總成質量矩陣，又稱慣性矩陣，[K]為動力總成剛度矩陣，[M]、[K]的表達式見文獻[4]。
展開 動力總成懸置支架多工況拓撲優(yōu)化設計研究
3懸置系統(tǒng)動力學仿真
3.1 動力總成懸置系統(tǒng)動力學模型
Lagrange乘子方法是多體系統(tǒng)動力學建模中經(jīng)常使用的方法，根據(jù)所研究的動力總成懸置系統(tǒng)特點，懸置每個剛體質心的笛卡兒坐標作為系統(tǒng)的廣義坐標。
根據(jù)拉格朗日法建立運動方程[4][5],即
（5）
式中T ———系統(tǒng)振動時的動能
U ———系統(tǒng)振動時的勢能
D ———系統(tǒng)振動時產(chǎn)生耗散能
Fi ———發(fā)動機的激振力
可建立系統(tǒng)的動力學方程。動力總成懸置系統(tǒng)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(tǒng)的自由振動的微分方程，也即系統(tǒng)六自由度固有特性的分析方程：
（7）
基于多體系統(tǒng)動力學理論，利用機械系統(tǒng)動力學仿真軟件ADAMS/VIEW及振動模塊，建立該轎車的懸置系統(tǒng)模型，為了計算和優(yōu)化的效率，模型已做簡化。如圖2所示系統(tǒng)由發(fā)動機、變速器和三個懸置組成。發(fā)動機/變速器的慣性特性參數(shù)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(shù)模讀取。懸置的動靜態(tài)特性通過彈性動態(tài)測試臺獲得。根據(jù)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(fā)動機和變速器組合為一體。
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(tǒng)重要功能之一是動力總成支撐和定位的作用。根據(jù)整車空間及減振的需要，發(fā)動機被支撐在幾個懸置上，在發(fā)動機本身振動和外界作用力驅動下，發(fā)動機和底盤之間存在著相對運動。因此懸置系統(tǒng)具有控制發(fā)動機相對運動和位移的功能，使發(fā)動機始終保持在相對穩(wěn)定和正確的位置上，而不能讓發(fā)動機在各方向運動中與底盤、車身上的零件產(chǎn)生干涉和觸碰。對于懸置系統(tǒng)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(tǒng)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(xiàn)橡膠主簧斷裂現(xiàn)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(xiàn)裂紋，但是試驗懸置在27 萬次時失效，出現(xiàn)橡膠主簧斷裂現(xiàn)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(jù)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 某新型動力總成抗扭懸置設計及仿真分析
1 傳統(tǒng)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(tǒng)縱置動力總成的懸置結構一般為發(fā)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(jù)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(jīng)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(tǒng)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(tǒng)懸置結構的計算仿真分析
對傳統(tǒng)懸置系統(tǒng)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(jù)現(xiàn)有的動力總成設計數(shù)據(jù)硬點位置及設計參數(shù)，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(jù)上述參數(shù)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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