懸置優化的案例
發動機懸置系統優化（論文集）
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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。
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
輕型客車橡膠懸置系統的優化設計研究.part1.rar
輕型客車橡膠懸置系統的優化設計研究.part2.rar
輕型客車橡膠懸置系統的優化設計研究.part3.rar
輕型客車橡膠懸置系統的優化設計研究.part4.rar
大客車空調壓縮機懸置機構優化仿真
懸置系統總的剛度矩陣為
式中Bi0為懸置i 的坐標系Oi xi yi zi在壓縮機總成坐標系G0 xyz 中的方向余弦矩陣，懸置i 坐標系Oi xi yi zi與G0 xyz夾角如表2。
Ei為壓縮機總成位移x 計算沿局部坐標彈性變形的位移轉換矩陣。
3 懸置系統優化設計
懸置系統設計應盡可能解除六個自由度之間的振動耦合，一方面減小可能激起共振的相應頻帶寬度，另一方面合理配置固有頻率，使激振頻率遠離共振頻率，獲得良好整體隔振效果[8]。
第i 階主振動第k 個坐標上的振動能量占系統總能量的百分比為[9]
式中mkl為系統質量矩陣M的第k 行第l 列元素，(φi)l為陣型(φi)的第l 個元素，(φi)k 為陣型(φi)的第k 個
元素。
Tki可以用來表示懸置系統在k 方向的解耦度。如果Tki=100 %，則表示懸置系統作第i 階模態振動時，能量全部集中在k 坐標上，其余廣義坐標上振動能量為0。
優化設計以系統解耦率最大為目標函數，尤其是激振力Z 和θx方向解耦率，以左、右懸置的三向剛度和后螺旋彈簧剛度為優化設計的變量。優化設計的約束變量有兩個。首先，懸置系統固有頻率范圍約束，須大于地面的激勵頻率，小于壓縮機自身激振頻率。
式中fi為系統固有頻率（i=1,2, ?,6）。
其次，懸置的剛度約束，剛度太低易出現碰撞，剛度太大不起減振作用。
以序列二次規劃法即SQP算法為本次優化的優化算法。
對懸置機構改進后，初步設定左右懸置橡膠塊和后懸置螺旋彈簧剛度初始值和優化后懸置剛度如表3 所示，優化后懸置系統固有頻率、解耦率和初始值對比如表4所示。
優化后系統固有頻率配置更加合理。
展開 
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 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
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 形貌優化在動力總成懸置支架設計中的應用
首先是加強筋布置的方向，雙方向的加強筋布局優化效果最好，但是加工難度大；單向的肋板布局加工方便，為了提高優化的效果可以適當提高肋板高度；同時根據實際情況，確定單向肋板的布局方向見圖4。 合理的肋板高度不僅可以得到較好的優化效果而且使工藝性和實用性得到了保障；較高的肋板高度可以提高優化效果，但是實際中受材料性能的限制，往往是加工不出的。
圖 4 優化分析結果
查看優化結果，如果對優化結果不滿意，可以調整優化參數。利用 OSSmooth工具可以到處優化后的幾何模型，再導入專業的 CAD軟件，作為參照對初始設計進行修改，得到最終的優化設計方案見圖5。
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。
展開 設計仿真 | 基于MSC Nastran懸置優化（二）
? 基于非線性剛度特性，MSC Nastran計算顯示彈簧單元變形-力對應關系：
MSC Nastran 動力學、非線性功能完整的覆蓋了動力懸置開發中的模態分析、頻響分析完成動力系統的隔振性能分析。典型工況與極限工況（線性段與非線性限位）校核，能夠控制各種運行位移；同時，在同一環境下完成懸置支架強度校核。
設計仿真 | 基于MSC Nastran懸置優化（二）
? 基于非線性剛度特性，MSC Nastran計算顯示彈簧單元變形-力對應關系：
MSC Nastran 動力學、非線性功能完整的覆蓋了動力懸置開發中的模態分析、頻響分析完成動力系統的隔振性能分析。典型工況與極限工況（線性段與非線性限位）校核，能夠控制各種運行位移；同時，在同一環境下完成懸置支架強度校核。
設計仿真 | 基于MSC Nastran懸置優化（二）
? 基于非線性剛度特性，MSC Nastran計算顯示彈簧單元變形-力對應關系：
MSC Nastran 動力學、非線性功能完整的覆蓋了動力懸置開發中的模態分析、頻響分析完成動力系統的隔振性能分析。典型工況與極限工況（線性段與非線性限位）校核，能夠控制各種運行位移；同時，在同一環境下完成懸置支架強度校核。
?基于有限元技術的發動機懸置支架拓撲優化設計研究
加載點與零件之間使用剛性單元（REB2）連接，以模擬懸置安裝的真實位置，載荷點為發動機懸置硬點位置，載荷見表4。
2.2懸置支架概念模型預分析。
對變速器懸置支架進行有限元計算，初步了解懸置支架的應力、變形的分布特點。得到各種工況下支架的所受應力情況如表5。由計算結果可以得知，最大應力出現在4g向上3g向右工況，該工況的應力分布云圖見圖4。從云圖上看，大部分區域所受的應力很小（深黑色區域），可以通過改變懸置支架的結構，提高支架的應力水平，使材料的利用率得到提高，同時降低變速器懸置支架的質量。
圖4 變速器懸置支架預分析應力分布云圖
2.3 懸置支架概念模型結構拓撲優化過程
一般情況下，在進行結構拓撲優化前，首先要根據要求設計結構特點定義結構的初始區域，然后根據結構所要滿足的功能選擇合適的目標函數。目前結構拓撲優化的目標函數一般是結構的變形能、模態頻率和由兩者共同組成的多目標函數。
按照以上建立的拓撲優化模型，在有限元Hyperworks軟件的Hypermesh中以結構的變形能最小為目標函數，材料體積約束為30%，以優化區域中每個單元的偽密度為設計變量進行拓撲優化設計。變速器懸置支架拓撲優化過程見圖5。
圖5 變速器懸置支架拓撲優化設計過程圖
3 懸置支架拓撲優化結果分析
3.1力學指標分析
為了對優化后的設計方案與原設計方案進行全面的比較，需對各種工況條件下的應力和模態進行對比。對拓撲優化結果重新生成的CAD模型重新劃分有限元模型見圖6。與變速器連接的三個孔采用全約束。加載點與零件之間使用剛性單元（REB2）連接，以模擬懸置安裝的真實位置，載荷點為發動機懸置硬點位置，載荷見表4.
展開 基于Inspire懸置支架優化分析
基于Inspire懸置支架優化分析.docx
前言
商用車輕量化已成趨勢，本文借助inspire模塊對商用車常用零部件進行優化減重，給設計提供理論依據。
幾何模型
該零部件為商用車動力懸置支架，材料ZG310，通常由設計提供優化空間并預留螺栓位置，如圖1所示。
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汽車懸置高頻動剛度測試試驗臺架--汽車聲學特性優化
高達2000 Hz頻率下的發動機懸置的振動傳遞特性
在產品開發初期，復合材料懸置的高頻動態特性研究已成為大眾汽車公司研究車輛聲學特性的重要工具。 隨著知識和經驗的獲取，盡管沒有預先優化的原型車可用，但是一些零件已可在開發階段進行修改，圖9顯示了三個幾何尺寸相同的液壓阻尼發動機懸架的動剛度曲線，三個懸置在500Hz頻率以下的發動機動剛度相同，但在較高頻率下，其動剛度存在顯著差異。 很明顯，這些差異顯著影響車體的振動傳播。
圖9：頻率范圍達到2000 Hz的三個結構相同的發動機懸置的動剛度測試曲線
進一步的研究表明，液壓懸置膜的結構改進可以顯著降低發動機懸置在高于500Hz的高頻范圍內的動態剛度，圖10提供了優化件和標準件之間的動態剛度特性比較曲線。
圖10：標準懸置件和優化懸置件之間動剛度的差異
圖11中顯示了車內發動機懸置前后2個測量點加速度值，標準件和優化件的加速度并排顯示，上面的圖像顯示了懸置前方測點加速度，下圖顯示了懸置后方測點加速度，右下方面板顏色顯示了優化懸置基點加速度水平的降低。這顯示加速度的降低與車輛內部的聲品質顯著提高有極大關系。
圖11：發動機懸置前后的加速度
左：原標準懸置 右：優化懸置
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展開 動力總成懸置支架多工況拓撲優化設計研究
呂兆平
（上汽通用五菱汽車股份有限公司技術中心 柳州545007）
【摘要】 首先用變密度法建立了結構拓撲優化數學模型，闡述了利用有限元法進行結構拓撲優化的過程，然后通過建立懸置系統的動力學模型，進行動力學仿真并獲得載荷數據。進而應用有限元方法對動力總成懸置鈑金支架進行分析；根據分析結果，使用多工況拓撲優化方法對支架模型進行優化設計；減輕了懸置支架的質量，指出了拓撲優化在輕量化設計中的重要意義。
關鍵詞：懸置支架 運動學仿真 有限元分析 拓撲優化 輕量化
Topological Optimization Design of Engine Mount Bracketwith Multi Load Conditons
Lv Zhaoping
SAIC GM Wuling AutomobileCo.,Ltd..
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