懸置支架優化的案例
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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形貌優化在動力總成懸置支架設計中的應用
由于發動機懸置系統的模態頻率在25Hz以下，與發動機（含支架）比較起來相差太大，因此通常將發動機當作剛體。并且為了讓發動機支架不在發動機點火激勵的影響下產生共振，以直列四缸發動機為例，大多數設計公司都要求支架的1階模態頻率高于發動機額定轉速下的4諧次頻率的20%~30%，即如果發動機額定轉速為6000rpm，那么支架的1階模態頻率就要高于600Hz。支架強度要求在GMW14116標準[1]規定的28種工況載荷下不發生破壞。
對于鈑金支架零件，在鈑金型材上沖壓加強筋，在材料成本不變的前提下是提高支架結構強度的主要手段，因此確定加強筋布置方案是鈑金支架設計開發的關鍵環節之一。目前，有限元技術在支架的設計中已經得到廣泛應用[2] [3]，但由于零件具體形狀、安裝位置的不同，支架上加強筋的布置也各不相同。根據有限元分析結果對加強筋布置方案進行改進大多只能憑借設計者的經驗，得到的往往只是可行性設計而不是最優化設計，如何借助先進的設計理念及分析工具獲取支架加強筋的最優布局[4]是設計者們正需要解決的問題。利用HyperWorks中的形貌優化工具，可以按照設計的要求，優化出支架加強筋的最佳布局，這樣不僅可以節省設計的時間，而且還能提高設計質量。
1 載荷工況確定
根據GMW14116標準[1]規定的懸置系統28工況載荷數據，在此選取4個極限工況和2個典型工況作為計算的依據(見表1), 此處的載荷數據來自某車型懸置系統設計匹配分析報告。
2 建立優化模型 根據懸置支架在整車及發動機上的設計空間，設計出支架的初始模型。初始模型的設計不考慮肋板的布置，僅根據設計空間設計出支架的初始形貌。
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
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?。ㄉ詈谏珔^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 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..
展開 
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 淺談懸置支架的模態分析
此時就要修改支架結構，使得其模態頻率不超過車身振動頻率的1/3或者超過車身振動頻率的3倍來避免共振。由汽車振動學理論推導我們可以得到一個基礎的模態頻率要求：一階模態大于500Hz。另外由理論推導可知 ，即支架結構的模態頻率與其自身的剛度K成正比，與其自身的質量M成反比。所以在理論上，我們可以通過增加支架剛度或者減少支架的質量來增加其模態頻率，相對而言，可以通過增加支架的質量或者減少支架的剛度來降低其模態頻率。此外我們也可以根據支架的模態振型來優化懸置支架，根據懸置支架的模態位移云圖，發生大變形的部分其形變能必然較大，我們可以增加此部分的就夠剛度，降低其形變能，從而有效的增加懸置支架的模態頻率。事實上，在實際的操作過程中我們常常通過增加質量來降低模態頻率，通過優化懸置支架結構來增加其模態頻率。
對于模態分析中的另一個關注量——模態振型，我們可以通過觀察模態振型來優化零件的設計。另外模態振型只在懸置支架變形形狀方面具有意義，其變形位移的大小不重要。
另外補充幾個在模態分析中常用的概念——集中質量。在模態分析中，對于一些剛度較大的部件或者只關心重量的部件，我們可以用集中質量來代替。在懸置支架的模態分析中，與支架裝配在一起的橡膠主簧總成部分就可以看作一個作用在彈性中心的集中質量。質量分布對模態分析與動力分析具有非常重要的作用。由于約束設置的不同，我們將模態分析分為自由模態分析（不施加任何約束條件）、對地約束模態分析（螺栓剛性固定約束）、對車約束模態分析（將螺栓孔與地面彈性連接約束）。
展開 汽車底盤件結構耐久自動分析系統研究
表4 轉向節剛度分析結果
表5 載荷分解自動系統效果
表6 有限元分析自動化系統效果
4.2 某車型動力總成懸置支架優化
經驗工況在懸置、底盤、車身等零部件的結構耐久分析中獲得了廣泛應用。如圖21所示，某車型在實車試驗中出現了左側動力總成殼體開裂和螺栓松動的情況。
為了防止殼體開裂，在原有三螺栓的基礎上增加1處螺栓連接，如圖22所示。
圖21 懸置支架上的螺栓松動現象
圖22 增加螺栓孔后的數模
基于發動機動力總成懸置工況，利用本文開發的載荷分解自動化系統得到的左側懸置載荷如表7所示。在該載荷作用下，懸置件的最大應力值超過了屈服極限，同時等效塑性應變也超過了許用門限值，故需要進行優化［18］。
利用有限元自動分析系統，先后經過7次優化改進后發現，懸置支架背面的加強筋對結構強度的分析結果影響最大，故通過改變該位置的結構來使強度達標，如圖23所示。
表7 極限工況下懸置支架載荷
圖23 懸置支架的優化部位
圖24所示為最終優化方案的應力和等效塑性應變圖。由于該工況為極限工況，故設計時認為如果部件應力超過屈服，但是等效塑性應變小于0.002，仍然為達到要求。
這里介紹的動力總成懸置優化過程中，由于工程開發周期的限制，需要盡快給出優化方案。
展開 基于懸置支架動剛度分析的整車NVH性能分析及改進
評判標準如下：按照公司商用車標準：支架各方向的動剛度應該與目標線1000N/mm的交點位置應該大于400HZ。
4 懸置支架動剛度分析實例
4.1 研究車型的噪聲現狀
我公司CN100配B15車型，從測試數據看在4200~4600和3200rpm處有明顯的噪音峰值，均超出了目標線范圍。如圖所示：
圖1 車內噪聲曲線
造成這兩個轉速下噪聲峰值的原因，從以下頻譜分析圖可知是由于發動機左懸置支架共振操產生的，試驗測得共振頻率分別為288HZ左右，由于該車型所用發動機位4缸四沖程發動機，在4200rpm和4600rpm處二階頻率激振恰好是280HZ和307HZ，應該是支架動剛度不足導致的共振問題。
圖2 噪聲頻譜圖
4．2原懸置支架動剛度分析
針對上述問題，根據Altair RADIOSS軟件，建立左懸置支架的有限元模型（見圖）
，其中網格以四邊形為主，三角形為輔。模型中采用計算中所使用的材料參數如下：
鋼的材料參數：彈性模量：210Gpa，材料密度：7.8e-9ton/mm3，泊松比：0.3。
圖3 左懸置支架的有限元模型
采用AltairRADIOSS軟件的模態頻率響應方法計算該安裝點的動態剛度。本文設定有限元分析條件如下：材料阻尼取0.06，約束安裝點123456，在驅動點的x\y\z方向上施加1N的激勵力,頻率范圍0~1000HZ,每隔2HZ輸出一個速度響應。獲得原狀態支架的動剛度如下圖所示：
圖4 原狀態支架的動剛度
從圖上可以看到，懸置支架x向和Y向的動剛度在300HZ處上穿了設計目標線1000N/mm,這兩個方向的動剛度無法滿足設計要求，導致了測試數據中280HZ和307HZ的噪聲峰值。
展開 為何支架剛度要比懸置剛度大十倍？
為了充分發揮懸置的隔振性能，同時減少懸置系統對于NVH問題（如敲擊）的傳遞貢獻量，支架剛度要充分得比懸置剛度大就是很顯然的要求了。
當然我們還要注意以下幾點：
我們以上所討論的是簡化模型，實際工程中支架的自由度是無限多的。支架剛度過小可以導致系統整體的模態頻率集中在中低頻段，從而造成這一頻段內的響應都過于糟糕。
實際工程中的振動問題多集中在中低頻段，適當提高支架剛度可以使系統模態頻率盡量的避開這些頻段。較高的系統固有頻率還會改善系統響應。
來源：NVH攻城獅
作者： 牛輝
展開 ?固定車頭的的后懸置支架（圖中紅色）分析
固定車頭的的后懸置支架（圖中紅色）分析
【操作篇】基于ABAQUS軟件的懸置支架模態分析的實操指南——Step By Step ￥20
下面我們以某一懸置支架的模態分析為例簡述懸置支架的模態分析過程。
基于optistruct的支架形狀優化與自由形狀優化 ￥30
本案例教程在于如何使用optistruct進行支架的形狀優化、自由形狀優化。其中，涉及到的知識點有形狀優化中形狀變量的創建；自由形狀優化中形狀變量的創建、變形約束壁障的建立；如何在optistruct中進行形狀優化及自由形狀優化。
自由形狀優化結果
形狀優化結果
具體操作部分見收費內容部分，相關模型及腳本文件見附件。凡購買本案例的朋友針對收費內容部分有疑問，可以一起交流。
展開 基于MSC Nastran懸置優化
Part.1
動力懸置模型組成
1、建立發動機質心點位置，懸置點位置需要將懸置靠近發動機位置的模擬點與質心點使用rbe2相連，并在質心點位置建立conm2質量單元，該質量單元賦值發動機的質量屬性;
2、懸置點位置需要建立兩個重合的點，用來模擬懸置的主動側和被動側，并用三向的bush單元來連接這同一位置的兩個點。設置bush的三向剛度K，以及使用GE設置其阻尼.為方便建模，可以將重合的懸置點先移動一定距離，bush建立好后，將另一側再移回原位置。Nastran廣義彈簧單元，支持定義屬性，模態分析，只需輸入剛度信息：
3、PLOTEL,為顯示和示意需要，建立PLOTEL單元，表示動力系統完整外形。
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 設計仿真 | 基于MSC Nastran懸置優化（一）
Part.2
結 論
目前，在車輛開發過程中，有基于Matlab或其他自編寫程序，進行懸置系統解耦等方面工作，針對動力懸置系統開發，基于MSC Nastran 進行懸置系統開發由以下優勢：
? 企業NVH開發中，標準計算程序，有50多年工程應用歷史，各大OEM均有Nastran程序，其他軟件投資少；
? MSC Nastran 功能完善，可以基于同一模型支持；
? 懸置系統解耦率計算；
? 隔振率分析，支持線性彈簧或頻變特性彈簧特性分析；
? 極限位置分析，支持非線性彈簧分析，基于試驗測試輸入拉伸、壓縮曲線校核不同載荷作用，動力系統工作狀態；
? 懸置橡膠部件詳細設計，考慮材料超彈性分析，支持彈性元件自接觸等非線性分析；
? 懸置系統與整車系統傳遞分析；
? 基于python語言數據分析與自動化報告生成等。
為了推進NASTRAN軟件深入應用，后期會講解和演示隔振率、極限位置非線性分析等相關內容。
展開 