動車總成懸置系統(tǒng)NVH的案例
整車動力總成懸置系統(tǒng)NVH解決方案
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汽車動力總成懸置系統(tǒng)及懸置設(shè)計與實驗驗證
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NVH材料在汽車方面的應(yīng)用.part2.rar
電驅(qū)動NVH特點以及研究現(xiàn)狀
電動車懸置系統(tǒng)的輸入激勵、隔振頻率區(qū)等邊界條件和NVH 指標(biāo)要求與傳動車有明顯變化，不當(dāng)?shù)?em>懸置設(shè)計方案會加劇振動傳遞。
因此本研究就針對電驅(qū)動現(xiàn)有的問題進行了進一步的設(shè)計與改進，進而得到性能優(yōu)異的電驅(qū)動裝置。
正文
從動力總成角度概括說明：動力總成從傳統(tǒng)內(nèi)燃機更換為電驅(qū)動系統(tǒng)，總噪聲值變??；電機表面出高頻尖叫聲；減速器齒輪嘯叫明顯；動總懸置高頻隔振能力差。電驅(qū)總成NVH 解決方案與應(yīng)對措施 通常如下:
1）建立完善電驅(qū)系統(tǒng)NVH 開發(fā)流程，是產(chǎn)品性能管控和質(zhì)量保障的關(guān)鍵。
2）掌握基于“電磁場- 結(jié)構(gòu)場- 聲場”多物理耦合的驅(qū)動電機振動噪聲模擬分析方法，NVH 參與產(chǎn)品設(shè)計，從結(jié)構(gòu)設(shè)計上提出改進方案。
3）建立“零部件級- 總成級- 整車級”電機NVH 校驗流程，掌電機每一層級NVH特性。尤其是定轉(zhuǎn)子由多層硅鋼片組成，物理性能表現(xiàn)為各向?qū)?，需通過試驗?zāi)B(tài)來校核彈性模量結(jié)構(gòu)參數(shù)。
4）識別NVH 問題工況與激勵成分，依據(jù)CAE 分析模型對問題原因進行快速診斷，制定改善方案并驗證效果，達成電機NVH 正向開發(fā)與閉環(huán)。
而本文主要通過以下幾個方面來重點討論電驅(qū)總成NVH 的其他解決方案：
1.
展開 電動汽車電機總成懸置系統(tǒng)仿真分析及優(yōu)化
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(biāo)同表 ３。同時，減小電機的懸置剛度。懸置剛度降低后，系統(tǒng)的固有頻率減小，有利于隔振。原結(jié)構(gòu)電機懸置系統(tǒng)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(tǒng)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(tǒng)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(tǒng)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(tǒng)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。除了沿 z 軸方向的平動，其他方向固有頻率的能量解耦率也較只改變系統(tǒng)的懸置位置時高。仿真表明，同時改變電機的懸置位置和剛度［１７］，優(yōu)化效果好于只改變電機的懸置位置。
５ 電機總成位移及轉(zhuǎn)角校核
參考美國通用汽車公司針對傳統(tǒng)燃油汽車擬定的懸置系統(tǒng) ２８ 種工況計算規(guī)范［１８］
，制定電動車輛動力總成懸置系統(tǒng) １６ 種工況計算規(guī)范表，對動力總成質(zhì)心的位移和轉(zhuǎn)角進行校核。再根據(jù)動力總成質(zhì)心的位移及轉(zhuǎn)角，分析動力總成的包絡(luò)面，檢查動力總成與其附近零部件的干涉情況。工況表格內(nèi)容和計算結(jié)果較多，這里只列出動力總成質(zhì)心在 x、y、z 軸方向的最大位移 lx、ly、lz，以及繞 x、y、z 軸方向轉(zhuǎn)動的最大轉(zhuǎn)角 α、β、Γ，如表 ６ 所示。
從表 ６ 可以看出，在 １６ 種工況下，只改變電機的懸置位置與同時改變電機的懸置位置和懸置剛度兩種方案電機質(zhì)心的最大位移和轉(zhuǎn)角均小于原結(jié)構(gòu)，說明動力總成與其附近零部件不會發(fā)生涉，滿足設(shè)計要求。
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動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計方法探討 ￥8.8
動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計方法探討
基于動力總成質(zhì)心位移及轉(zhuǎn)角控制的懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計
對于上述懸置系統(tǒng)采用多目標(biāo)優(yōu)化設(shè)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(diào)整，提高了懸置系統(tǒng)的隔振性能。優(yōu)化后懸置系統(tǒng)側(cè)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhì)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(zhì)心在路面激勵下的平動位移及轉(zhuǎn)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(cè)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(cè)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 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(dāng)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
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?@?$A 對該車動力總成懸置系統(tǒng)進行優(yōu)化設(shè)計，從而提高其隔振效率，降
低整車的振動。
關(guān)鍵詞：動力總成懸置系統(tǒng)Y 能量法解耦Y ?@?$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
動力總成懸置系統(tǒng)設(shè)計中的坐標(biāo)系定義及解耦坐標(biāo)系討論
因此動力總成質(zhì)心坐標(biāo)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(biāo)系下得解耦分析
參考TRA坐標(biāo)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(qū)左右懸置布置成V型或者中置后驅(qū)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(biāo)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(biāo)系的問題
1、原則上：解耦應(yīng)參照激振力的方向進行解耦。比如水平方向存在激振力，應(yīng)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(biāo)系的另外兩個軸一般不與任何一個水平坐標(biāo)系平行。
3、因此，解耦僅參考一個坐標(biāo)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(yīng)為約束TRA軸。
四、不同工況下解耦參考坐標(biāo)系的適用情況
1、 怠速下，理論上參考TRA坐標(biāo)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(zhuǎn)速下，參考動力總成質(zhì)心坐標(biāo)系或整車坐標(biāo)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(biāo)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(guān)注整車坐標(biāo)系和TRA軸坐標(biāo)系下的解耦
5、 當(dāng)轉(zhuǎn)速上升至一定范圍，慣性力/慣性力矩會顯著增大，但對應(yīng)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(zhì)心坐標(biāo)系下的解耦情況。
展開 基于Adams的電動汽車動力總成懸置系統(tǒng)分析與優(yōu)化設(shè)計
4 動力總成懸置優(yōu)化結(jié)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(jié)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(shè)計思路及關(guān)鍵點，為各類變型車設(shè)計及新車型開發(fā)提供了理論依據(jù)和設(shè)計參考。
展開 基于整車NVH性能要求的懸置系統(tǒng)設(shè)計分析案例
目前國內(nèi)做懸置設(shè)計的大都參照GM的標(biāo)準(zhǔn)，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(tài)、剛度強度以及仿真分析橡膠結(jié)構(gòu)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(tǒng)的敏感性穩(wěn)健性，優(yōu)化一下總傳遞力或者動反力的。再有就是基于動力總成質(zhì)心位移最小的優(yōu)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(tǒng)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(zhuǎn)角。
一般國內(nèi)對3）Engine shake要求不多，但我們具體調(diào)試的時候經(jīng)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(shè)定的目標(biāo)計算出來，這個需要比較確定的傳遞函數(shù)（比如NTF、VTF這些），有了這些，再有了發(fā)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(fā)階段已經(jīng)具備獲取發(fā)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(nèi)容來自華南理工大學(xué)上官老師。
。
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