懸置襯套的案例
某新型動力總成抗扭懸置設計及仿真分析
仿真結果整理如下：
2 抗扭結構的縱置動力總成懸置的設計計算分析
2.1 設計方向制定及結構設計
根據之前對于動力總成異常抖動和振動的引發因素的推論及模型仿真結果的分析得出，動力總成Lateral 方向懸置剛度較低，經分析主要是后懸置的該方向剛度較低導致動力總成Lateral 模態9.54Hz，繞曲軸roll 的頻率較低只有5.64Hz，結合實際測試數據分析發現重要的振動出現在變速器尾部，與分析結論相符合，故接下來對變速器懸置進行優化設計，主要對其Y 向剛度進行調整優化設計，如下圖。
為了增加lateral 向的抑制能力，只有增加其向剛度，和更改設計曲線將線性區間變短來縮短總成的在點熄火扭矩超調時的位移量。利用現有襯套的結構，其軸向（u 向）剛度較低但徑向（v 向）剛度較高，故將懸置襯套橫置，橫采用三個相同襯套聯合提供剛度，當然在此結構中適當的調整懸置襯套的布置角度可以增加抗扭的作用，同時將基于之前變速器懸置的主方向（整車Bounce 向）剛度進行設計新懸置結構，將剛度進行拆分，由于靜剛度的降低，其對應的橡膠硬度也會降低，動靜比也會隨之降低，故動剛度也會有明顯下降的趨勢。K 總sfz=240N/mm，K 總dyz=340N/mm，令K1sfZ/K2sfZ/K3sfZ 分別為：中心抗扭襯套GearBox_Mid，左抗扭襯套GearBox_LHM，右抗扭襯套GearBox_RHM 的靜剛度，且K 總sfz=K1sfZ+K2sfZ+K3sfZ= 240N/mm，令K1sfZ =80N/mm；K2sfZ=80N/mm；K3sfZ=80N/mm，當剛度被分為若干個剛度并聯時，總設計剛度基本不變前提下。
展開 懸置抗扭拉桿設計
在懸置系統中，抗扭拉桿一端與動力總成相連，另一端與車身或者副車架相連，抗扭拉桿兩端均有橡膠襯套或者液壓襯套。汽車動力總成后拉桿懸置襯套是將動力總成與后車架連接的關鍵部件之一。其作用一方面是車輛在多種行駛工況下傳遞作用在動力總成上的力和力矩;另一方面，懸置橡膠襯套可以減少動力總成對車輛的沖擊，其襯套結構及剛度值對車輛N V H特性影響較大。實際NVH測試表明，抗扭拉桿+大端襯套+小端襯套系統的彈性剛體模態有時會對NVH性能產生較大影響，如果小端襯套剛度較低，系統的剛體模態也較低，振動響應的幅值會變大，NVH問題會更為突出。以下PPT是我在2017汽車NVH控制技術國際研討會的發言稿。給大家詳細講解了懸置抗扭拉桿設計需要注意的問題。
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展開 基于Optistruct的動力總成懸置瞬態動力學響應分析
②懸置支架系統建模：懸置支座一般為鑄鋁件，通常使用連續體建模，為保證計算精度需精細的網格（尤其是高梯度區域），常用二階四面體單元。懸置支架一般為鈑金結構，常使用殼單元進行模擬，網格密度需足夠捕捉動態變形和應力集中。
③連接關系定義：懸置襯套連接使用彈簧單元進行建立，采用CBUSH(帶非線性屬性 PBUSH/PBUSHT)單元模擬，本文所使用的襯套剛度和阻尼如下表所示，連續體建模時的共節點RB2連接，精確模擬懸置與動力總成、懸置與支架之間的彈性連接。支架與安裝點通常采用螺栓連接，使用RBE2進行模擬。
展開 增程式電動汽車動力系統及懸置解耦設計
作為解耦計算的方法，懸置系統解耦計算可采用類似純電動車或傳統燃油車輛計算方法；增程式電動車相比純電動車或傳統燃油車輛不同之處在于，由于其激勵源特性，其解耦結果判斷標準，需要避開的頻率需要特殊設計。
圖3 懸置6自由度和13自由度解耦模型舉例
增程式電動車動力總成及懸置系統解耦結果的避頻原則建議如下，需要注意的是，基于驅動電機扭矩響應快的特點，需合理設計懸置襯套剛度以達到控制動力總成位移量及瞬態響應，這可能造成解耦頻率較高，從而與車身模態、增程器工作工況點共振的風險；而增程器發動機的往復慣性力和爆震的振動噪聲隔離要求，需要對動力總成懸置的隔振性能進行優化，可能造成需要解耦頻率較低，從而與驅動電機對懸置系統的要求造成矛盾。
偏頻
簧下固有頻率
人體前后方向敏感頻率：4Hz
人體胃部上下固有頻率：8Hz
剛體模態之間固有頻率需隔離1Hz以上
增程器發動機各工況點頻率
增程式發電機各工況點頻率
驅動電機/減速器階次頻率（無法完全隔開，但可避開常用或敏感頻率）
空壓機運行頻率
真空泵運行頻率
車身模態
其他……
解決驅動電機與增程器發動機對懸置系統的不同要求，一般方法為設計一個較高的繞驅動軸方向模態和一個較低的Z向平動模態。具體到懸置系統布置和設計方面，一個較常用的推薦為增程器發動機側布置液壓懸置，減速器前后方向各布置一個橡膠懸置，驅動電機側布置一個橡膠懸置；另外一種較為常見的布置型式為在常用的左右后懸置之外，布置一個拉桿懸置限制動力總成扭轉沖擊和位移。
圖4 懸置布置舉例
展開 
橡膠襯套疲勞仿真技術
4、基于FE-SAFE RUBBER的橡膠襯套疲勞計算
FE-SAFE RUBBER模塊，是目前唯一商用化的橡膠疲勞分析軟件。輸入零件應力應變結果以及載荷歷程后即可進行計算。支持多種應力應變計算軟件接口，如NASTRAN、ABAQUS、DYNA等。自帶多種常用橡膠的疲勞參數曲線，并且支持實際疲勞試驗參數。
5、橡膠襯套疲勞仿真典型案例
下圖是某懸置襯套的疲勞仿真計算結果。可以看出損傷最大位置和應力應變的最大位置是不同的，所以有必要進行疲勞仿真分析。
【NVH&聲學】純電動汽車常見噪聲振動問題現象描述及優化方法
電動汽車加速電機扭矩較大，過低的后懸置剛度在急加速/急減速工況，易造成后懸置主簧壓死甚至撞擊產生抖動或異響問題；懸置支架應設計有足夠高模態以降低共振風險；懸置襯套設計更大尺寸以獲得更小的動靜比；懸置車身安裝點動剛度應足夠高。
輪胎空腔模態共振
通過測試分析，在加速工況車內噪聲210Hz 存在明顯共振帶，經相關性分析為輪胎空腔模態共振[11]，再經底盤懸 架傳遞車身引起車內共振帶噪聲，見圖 23 優化前。
在輪胎內壁一圈粘貼吸音棉填充輪胎空腔，可改變輪胎空腔模態，如圖 22 所示。
經整車測試驗證，輪胎填充吸音棉對加速車內 210Hz 共振帶有明顯改善，結果見圖 23。
02
結束語
本文概述了純電動汽車常見的一些NVH問題，包含坡道蠕行轟鳴、起步抖動、減速能量回收電機嘯叫、加速工況減速器嘯叫、真空泵噪聲、空調壓縮機噪聲、電子冷卻水泵噪聲、輔熱水泵噪聲、以及懸置隔振和輪胎空腔共振帶等。通過測試分析，描述了各個問題的噪聲振動頻譜特征，以及相關優化控制策略，旨為純電動汽車NVH性能開發和優化提供參考與借鑒。
展開 今晚直播 | 基于ABAQUS的橡膠減震件剛度分析
、底盤襯套、減震橡膠、汽車零部件工程技術人員
03
講師介紹
哀酷大叔
工作經驗20年，擅長汽車發動機懸置同步開發，汽車NVH領域
04
主要內容
今晚直播 | ABAQUS土木結構滯回分析及彈塑性時程分析
、底盤襯套、減震橡膠、汽車零部件工程技術人員
03
講師介紹
二十
技術鄰優秀講師，目前從事結構設計工作。
ABAQUS橡膠襯套靜態特性計算測試相關性分析
摘要
：本文首先選取了幾種常見結構襯套作為研究對象，
并采用合適的橡膠超彈性本構模型在ABAQUS 軟件中計算其三向
靜剛度；然后采用同一種膠料分別硫化四種襯套并在
MTS833 彈性體測試平臺上測試得其力-位移曲線；最終將襯套的靜剛度計算
值與測試值進行對比研究，結果表明在
ABAQUS 中可對橡膠靜態性能進行較為準確的模擬，具有較高的工程價值。
關鍵字
：橡膠襯套、有限元分析、測試、ABAQUS
1 概述
橡膠減振器被廣泛地應用于汽車減振系統，如動力總成懸置、底盤襯套和排氣管吊耳等。在這些系統中，橡膠減振器的線性靜態性能主要為滿足系統的減振性能要求，橡膠減振器的非線性靜態性能則為滿足系統的位移控制要求。因此，為了滿足系統的減振性能和位移控制要求，須對零件的結構和橡膠配方進行設計和優化。所以在設計初期，如何利用數值計算技術來準確地預測零件的靜態性能，就變得極為重要。對零件的靜態特性進行預測涉及諸多方面,如材料本構模型的選擇、材料模型參數的獲得、計算方法的選擇等，需要根據企業實際情況建立橡膠減振件的計算規范，以期獲得一致而精確的結果。為獲得準確的結果，進行計算與測試的相關性分析就顯得尤為重要。本文通過選取具有代表性的典型襯套結構，進行靜態性能的計算與測試，以期驗證計算的精確度。
在此相關性研究中，選取了具有代表性的橡膠減振件零件即橡膠襯套作為研究對象，選用天然橡膠N50 作為硫化原材料來制作樣件，采用MTS833 三軸向試驗臺測試獲得其三向準靜態性能曲線，使用ABAQUS 軟件計算了樣件的靜態剛度，用統計的方法對比了測試與計算的相關性。
展開 網格類型對懸置減振元件有限元計算的影響研究
懸置系統減振元件被廣泛地應用于汽車減振系統，如動力總成懸置、底盤襯套和排氣管吊耳等。在這些系統中，減振元件的線性靜態性能主要為滿足系統的減振性能要求，橡膠減振器的非線性靜態性能則為滿足系統的位移控制要求。因此，為了滿足系統的減振性能和位移控制要求，須對零件的結構和橡膠配方進行設計和優化。所以在設計初期，如何利用數值模擬技術來準確地預測零件的性能，就變得極為重要。目前對懸置元件的CAE仿真分析主要包括了靜態剛度計算,非線性剛度計算以及疲勞性能預測等內容。
對零件的特性進行仿真涉及諸多方面,網格劃分、本構模型的選擇、材料模型參數的獲得、計算方法的選擇等。本文將在其他參數都保持不變的情況下探討一下網格類型對計算結果的影響。本文所研究的懸置減振元件的UG模型見圖1。
圖1 分析所用懸置彈性元件UG模型
1、本構模型
橡膠材料具有幾何和材料雙重非線性，通常情況下體積是不可壓縮的并且橡膠材料的變形是一個非常復雜的過程，伴隨著大位移、大應變，且其力學行為對溫度、環境、應變歷史、加載速率十分敏感，這樣就使得描述橡膠的行為非常復雜，所以橡膠材料需定義橡膠的非線性本構模型。
描述橡膠的本構模型種類相當多，常用的多項式模型有Mooney-Rivlin模型，Neo-Hookean模型，Ogden模型以及Yeoh模型等。
本研究統一使用Mooney-Rivlin模型, 邵氏硬度50度的橡膠材料參數為C10=0.2969，C01=0.0584。
展開 乘用車前擺臂和副車架的強度分析及優化
圖7 前擺臂和副車架有限元分析模型
2 前擺臂和副車架強度分析
2.1 邊界條件
本文研究的前擺臂和副車架的位移約束條件：在轉向和制動工況下，副車架前后安裝螺栓孔處為剛性約束；副車架與發動機后懸置安裝位置橡膠襯套處為球鉸約束；減振器頂端橡膠襯套處約束為球鉸約束。在沖擊工況下，考慮到在2.5倍沖擊工況下，前懸架彈簧已壓縮至極限位置，阻尼器限位發生作用，因此通過強制位移將轉向節中心上擺至極限位置作為位移約束。
2.2 載荷條件
本文研究的前擺臂、副車架材料參數如表2所示。
表2 材料參數
材料
彈性模量/MPa
泊松比
密度/(Ton·mm-3)
鋼材
210,000
0.3
7.9E-9
本文主要對前擺臂和副車架在三種不同工況下進行強度分析。其各種工況的加速度大小如表3所示。
表3 各種工況加速度大小
工況
方向
加速度值
轉向
右轉向
0.8g
制動
水平向后
0.8g
沖擊
豎直向上
2.5 g
本車型分析的各項參數如表4所示。
表4 車型分析的各項參數
滿載質心高
/mm
滿載質量
/kg
加速度
/（m·s-2）
前輪距
/mm
軸距
/mm
前軸滿載載荷
/N
整車滿載載荷
/N
輪胎半徑
/mm
511
1475
9.8
1465
2550
7950
1475
355
2.3.3沖擊工況
沖擊工況下前轉向節輪心荷載按式（10）計算。
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