懸置系統優化的案例
發動機懸置系統優化（論文集）
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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
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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
基于動力總成質心位移及轉角控制的懸置系統優化設計
對于上述懸置系統采用多目標優化設計方法進行優化，優化后左懸置的安裝角度由45°變為22.7°，右懸置的安裝角度由45度變為25.7度，得到優化后的剛度參數如表4所示。優化后得到的系統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優化后懸置系統主軸剛度及安裝角度
表5 優化后懸置系統解耦率及固有頻率
由表3和表5可看出，對懸置安裝角度進行調整，提高了懸置系統的隔振性能。優化后懸置系統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。系統實現了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）,得到優化后懸置系統動力總成在平動及轉動幅頻特性如圖4所示。
圖4 優化后懸置系統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,優化前懸置系統的動力總成在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 
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 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 某皮卡振動噪聲診斷分析與懸置系統隔振性能的優化
對測試的數據進行了分析，結合產生的機理，本著“以較小的改動獲得較大的減振降噪效果”的原則對動力總成懸置進行了系統的建模、仿真分析和隔振性能的優化。最后對優化懸置之后的皮卡進行了測試。測試結果和原車相比，怠速時方向盤12點X方向振動降低43%在發動機2 000~3 000 r/min經濟轉速范圍,變速桿振動降低約50%,在4 000 r/min以后，振動下降更多；駕駛員導軌在2 500r/min轉速以后的振動有明顯改善，車內噪聲也明顯降低
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展開 設計仿真 | 直播預告-基于MSC Nastran車輛懸置系統開發
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，動力總成懸置系統開發是影響車輛NVH性能的重要指標。車輛懸置開發要滿足多個目標，如支撐動力系統重量、為車輛行駛提供支撐力矩、怠速系統隔置、車輛行駛典型工況中限位與總布置要求等，其中各個開發目標又是相互矛盾。
海克斯康工業軟件旗下MSC Nastran作為一款有限元分析工具，基于統一開發環境，基于同一動力學參數驅動的仿真模型能夠實現快速高效開發，并且能夠利用python將Nastran的開發工況過程化，編制自動化腳本，實現開發效率提升。
本期直播將與大家分享在受產品開發周期限制時，如何在有限時間內進行多次迭代？基于python語言如何實現動力總成懸置系統開發過程標準化、自動化處理仿真數據，最終通過形成報告開發，實現顯著節省開發時間，降低費用，提升動力總成性能。歡迎預約報名！
展開 ?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 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
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
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 動力總成懸置支架多工況拓撲優化設計研究
Keywords: enginemount bracket ，Dynamicssimulation，FEA;Topologyoptimization，lightenning
1 前言
隨著汽車工業的快速發展及日益突出的能源問題，對汽車設計提出的新要求是降低其制造成本及提高整車燃油經濟性，通過對零部件和整車進行材料優化配置和結構優化設計，可以在不影響其強度和性能的基礎上達到產品的輕量化，以期實現降低制造成本和節能的目標。
動力總成懸置系統的主要作用是支撐發動機和變速器、有效隔離發動機向車架傳遞振動，其對整車的舒適性和噪聲水平有決定性的影響。一般懸置系統包括帶有橡膠襯套的支架以及純金屬支架，其中帶橡膠襯套的支架起到隔振作用、金屬支架起到支撐動力總成及傳遞振動的作用。由于發動機振動主要由金屬支架傳遞給橡膠襯套，再傳遞到車身，再加上發動機各種工況，整車各種路況的復雜性，決定了金屬支架本身剛度、強度和模態都必須滿足一定的要求。
在懸置系統中，金屬支架質量占總質量的80%~90%，成本占總成本的60%~80%。因此減輕金屬支架質量，不僅可以使懸置系統的性能得到提高，，而且對成本的控制也有益處。在早期概念設計中，拓撲優化能夠幫助設計人員在滿足各項性能的前提下，得到體積最優，質量最輕的支架[1]。本文使用了Hypermesh及其Optistruct模塊，對變速器懸置支架（見圖1）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四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。
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
幾篇關于ADAMS應用的會議論文！
MSC.ADAMS 在整車操縱穩定性分析中的應用.pdf
MSC.ADAMS在轉臺中的應用.pdf
基于MSC.ADAMS 的摩托車虛擬樣機的振動分析.pdf
基于MSC.ADAMS_INSIGHT 的發動機懸置系統優化.pdf
