動力總成懸置的案例
基于Optistruct的動力總成懸置瞬態動力學響應分析
動力總成懸置系統（Powertrain Mounting System, PMS）是汽車底盤與動力總成（發動機+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在時變載荷（如發動機點火激勵、路面沖擊、急加減速等）作用下的動態行為。
【技術貼】EXCITE Mount Layout工具在動力總成懸置設計上的應用
1 前言
動力總成懸置系統作為動力總成和車身之間的隔振系統，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的固有頻率一般在 5~30Hz之間，而動力總成的彈性模態一般要大于60 Hz，也就是說在懸置系統固有頻率范圍之間，動力總成的振動只以剛體模態存在，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建。
早期動力總成懸置方案選取過程中，合適的懸置個數與合理的位置直接關系到懸置的隔振效果，動力總成懸置個數與動力總成重量、尺寸、安裝方式以及發動機排量相關。汽車動力總成懸置系統多采用三點或四點支承。
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 基于動力總成質心位移及轉角控制的懸置系統優化設計
以V型布置前左右懸置夾角為設計變量，使其在15°到45°之間變動，通過編制Matlab程序集成ISIGHT進行優化，使用NSGA-Ⅱ多目標遺傳算法自動推薦一組最優解。
4.優化設計實例
4.1 原車型懸置系統分析
公司某型MPV的發動機懸置系統換裝動力總成后出現怠速抖動大，噪聲無法達到目標值的問題。對兩個動力總成的慣性參數進行對比（見表1），發現兩者差別較大。由于動力總成轉動慣量的差異，借用原動力總成懸置系統剛度及安裝角度（表2）進行計算得到各階固有頻率和能量分布百分比如表3所示，此時動反力F=720.7N。
表1 新舊動力總成慣性參數對比
表2原懸置系統主軸剛度及安裝角度
表3原懸置系統在新動力總成慣性參數下的解耦率及固有頻率
表2為計算得到的動力總成剛體在6個方向振動的固有頻率和能量分布,由表可見,動力總成系統在垂直方向的解耦率為77.94% ,動力總成繞曲軸方向振動的頻率為18Hz,遠遠高于設計目標。解耦率為26.54% , 該方向的振動和繞Z向模態耦合嚴重。另外Z向和側傾，橫擺向和Y向也存在較為嚴重的耦合情況。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）,得到動力總成在平動及轉動幅頻特性如圖3所示[7]。從圖3中可知，在路面激勵的情況下,動力總成垂直方向的位移達到了11.5mm，位移過大。在轉矩激勵的情況下表現更加惡劣，動力總成繞曲軸方向平動位移超過35mm，而角位移幅頻特性峰值也超過14°。此為導致整車怠速振動噪聲不能達標的主要原因。
圖3原懸置系統動力總成質心在路面及扭矩激勵下的幅頻特性
4.2 系統優化及分析
將置剛度變動范圍設定為±15%，V型懸置的安裝角度可在15°到45°之間變動。
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
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Basic Concepts of Sound.pdf
BK_Modal_analysis_simulation.pdf
Basic Concepts of Sound.pdf
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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
基于能量法解耦的汽車動力總成懸置系統優化
【摘要】針對某皮卡車更換動力總成后，出現怠速工況下動力總成晃動較大的現象* 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
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
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。
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
純電動汽車動力總成懸置支架主動端拓撲優化分析
純電動汽車動力總成懸置支架主動端拓撲優化.pptx
對某純電動汽車動力總成懸置主動端進行拓撲優化，找出材料最優分布空間，為輕量化提供參考。
通過不同的優化控制條件進行不同程度的拓撲計算。
目標函數：最小應變能指數
約束條件：最小頻率500Hz、最大體積分數0.3
優化控制條件：最小尺寸（20mm，15mm，25mm）、最大尺寸（40mm，30mm，50mm）、最大應力（150Mpa）
拔模約束：Draw
捕獲.jpg
通過四個優化方案對比得出：方案四相對于方案一、方案二和方案三，質量減少，且應力明顯下降，較為推薦。 當前優化結果主要針對載荷傳遞路徑，實際結構應參考工程經驗及制造方案進行細節優化與設計。對于實際設計，可參考此種結構的拓撲構型，底部貫穿孔適當擴大，上部做出適當填補調整。
展開 動力總成懸置系統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是解耦的。
2、但對于動力總成懸置系統來說，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、現今TRA軸是自由狀態無約束下的TRA軸，動力總成懸置系統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，但還需考慮發動機的缸數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 
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。
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SimSolid對汽車動力總成懸置支臂的靜力與模態分析
SimSolid軟件在計算后，偶爾會出現無結果的現象，需要再次提交計算才能讀出結果，尚不知是軟件原因還是操作原因導致：
【附件】
PDF原文檔
基于SimSolid對汽車動力總成懸置支臂的靜力與模態分析.pdf
源文件：
Mount-bracket-20190112.zip
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 動力總成懸置系統的設計方法
2.1 純電動汽車動力總成懸置系統動力學模型
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]。
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