動力吸振器
關注創建者：周超-源海博創 創建時間：2017-04-10
動力吸振器的實例教程
3.1整車狀態電機8階噪聲問題定位
通過整車測試分析，電機逆變器殼體8階振動曲線在490Hz存在明顯峰值，電機右懸置支架8階振動曲線在580Hz存在明顯峰值，電機近場、車內前排8階噪聲及逆變器殼體、右懸置支架8階振動峰值對應關系如圖7所示。其中，電機近場8階噪聲在490Hz和580Hz存在兩處峰值，與電機逆變器殼體和右懸置支架振動峰值對應。
圖7 8階噪聲及逆變器殼體、右懸置支架8階振動
3.2電機逆變器殼體模態分析
通過CAE模態仿真分析，計算出電機逆變器上殼體存在488Hz模態頻率，此模態頻率與整車測試逆變器殼體490Hz共振峰值對應。逆變器上殼體模態計算結果如圖8所示:
圖8 逆變器上殼體模態計算結果
3.3電機懸置支架模態分析
通過CAE模態仿真分析，計算出電機右懸置支架模態頻率為718Hz，電機右懸置支架模態頻率明顯高于整車測試580Hz峰值結果，判斷電機右懸置支架580Hz峰值為強迫振動問題。電機右懸置支架模態計算結果如圖9所示：
圖9 電機右懸置支架模態計算結果
3.4電機結構改進方案
針對逆變器上殼體490Hz共振及電機右懸置支架580Hz強迫振動問題，分別制定結構優化方案。
對于逆變器殼體490Hz共振問題，實施優化措施如下：殼體厚度由原來的3mm增加至4mm、殼體背面增加加強筋結構、逆變器殼體上表面粘貼阻尼片，具體措施如圖10所示。優化后，逆變器上殼體模態頻率由488Hz提升至613Hz。
圖10 逆變器殼體結構改進方案
對于右懸置支架580Hz強迫振動問題，實施優化措施如下：綜合考慮布置空間和右懸置支架8階振動情況，在右懸置支架上安裝固有頻率為580Hz的動力吸振器，如圖11所示。該動力吸振器關鍵設計參數如下：Z向固有頻率滿足580Hz±5%Hz，質量滿足200g±20g。
展開 對于逆變器殼體490Hz共振問題，實施優化措施如下：殼體厚度由原來的3mm增加至4mm、殼體背面增加加強筋結構、逆變器殼體上表面粘貼阻尼片，具體措施如圖10所示。優化后，逆變器上殼體模態頻率由488Hz提升至613Hz。
圖10 逆變器殼體結構改進方案
對于右懸置支架580Hz強迫振動問題，實施優化措施如下：綜合考慮布置空間和右懸置支架8階振動情況，在右懸置支架上安裝固有頻率為580Hz的動力吸振器，如圖11所示。該動力吸振器關鍵設計參數如下：Z向固有頻率滿足580Hz±5%Hz，質量滿足200g±20g。
圖11 右懸置支架上安裝動力吸振器電機8階噪聲結構優化方案總體如表1所示:
表1 電機結構優化方案
3.5 電機優化方案效果驗證
經整車試驗驗證，體現電機逆變器殼體三個優化方案及電機右懸置支架安裝動力吸振器后，車內電機8階噪聲在490Hz峰值較原狀態降低5dB（A），在580Hz峰值降低7dB（A），優化效果明顯，且電機8階噪聲水平基本在50dB（A）以下，主觀評價7分。
展開 對于逆變器殼體490Hz共振問題，實施優化措施如下：殼體厚度由原來的3mm增加至4mm、殼體背面增加加強筋結構、逆變器殼體上表面粘貼阻尼片，具體措施如圖10所示。優化后，逆變器上殼體模態頻率由488Hz提升至613Hz。
圖10 逆變器殼體結構改進方案
對于右懸置支架580Hz強迫振動問題，實施優化措施如下：綜合考慮布置空間和右懸置支架8階振動情況，在右懸置支架上安裝固有頻率為580Hz的動力吸振器，如圖11所示。該動力吸振器關鍵設計參數如下：Z向固有頻率滿足580Hz±5%Hz，質量滿足200g±20g。
圖11 右懸置支架上安裝動力吸振器電機8階噪聲結構優化方案總體如表1所示:
表1 電機結構優化方案
3.5 電機優化方案效果驗證
經整車試驗驗證，體現電機逆變器殼體三個優化方案及電機右懸置支架安裝動力吸振器后，車內電機8階噪聲在490Hz峰值較原狀態降低5dB（A），在580Hz峰值降低7dB（A），優化效果明顯，且電機8階噪聲水平基本在50dB（A）以下，主觀評價7分。
展開 對于逆變器殼體490Hz共振問題，實施優化措施如下：殼體厚度由原來的3mm增加至4mm、殼體背面增加加強筋結構、逆變器殼體上表面粘貼阻尼片，具體措施如圖10所示。優化后，逆變器上殼體模態頻率由488Hz提升至613Hz。
圖10 逆變器殼體結構改進方案
對于右懸置支架580Hz強迫振動問題，實施優化措施如下：綜合考慮布置空間和右懸置支架8階振動情況，在右懸置支架上安裝固有頻率為580Hz的動力吸振器，如圖11所示。該動力吸振器關鍵設計參數如下：Z向固有頻率滿足580Hz±5%Hz，質量滿足200g±20g。
圖11 右懸置支架上安裝動力吸振器電機8階噪聲結構優化方案總體如表1所示:
表1 電機結構優化方案
3.5 電機優化方案效果驗證
經整車試驗驗證，體現電機逆變器殼體三個優化方案及電機右懸置支架安裝動力吸振器后，車內電機8階噪聲在490Hz峰值較原狀態降低5dB（A），在580Hz峰值降低7dB（A），優化效果明顯，且電機8階噪聲水平基本在50dB（A）以下，主觀評價7分。
展開 該動力吸振器關鍵設計參數如下：Z向固有頻率滿足580Hz±5%Hz，質量滿足200g±20g。
圖11 右懸置支架上安裝動力吸振器電機8階噪聲結構優化方案總體如表1所示:
表1 電機結構優化方案
3.5 電機優化方案效果驗證
經整車試驗驗證，體現電機逆變器殼體三個優化方案及電機右懸置支架安裝動力吸振器后，車內電機8階噪聲在490Hz峰值較原狀態降低5dB（A），在580Hz峰值降低7dB（A），優化效果明顯，且電機8階噪聲水平基本在50dB（A）以下，主觀評價7分。
動力吸振器的相關專題、標簽、搜索
動力吸振器的最新內容
03
作為動力吸振器，吸收來自路面的振動激勵。
在車輛研發過程初期，傳統方法將車身或底盤系統（商用車車架）看作是質量和剛度無限大，從而將整車動力系統總成解耦簡化為六個自由度振動剛體和由三個或四個彈性彈簧（BUSH）單元支撐組成的六自由度懸置系統的解耦問題。并利用優化算法，基于數學規劃或啟發式算法對懸置剛度、安裝位置、安裝角度等進行優化，保證懸置系統解耦。這種方法簡單、快捷。
03
作為動力吸振器，吸收來自路面的振動激勵。
在車輛研發過程初期，傳統方法將車身或底盤系統（商用車車架）看作是質量和剛度無限大，從而將整車動力系統總成解耦簡化為六個自由度振動剛體和由三個或四個彈性彈簧（BUSH）單元支撐組成的六自由度懸置系統的解耦問題。并利用優化算法，基于數學規劃或啟發式算法對懸置剛度、安裝位置、安裝角度等進行優化，保證懸置系統解耦。這種方法簡單、快捷。
懸置系統隔振性能的核心就是解決剛體模態的頻率分配和振動耦合問題，簡言之就是關注動力總成的剛體模態和解耦率；
? 三是作為動力吸振器，吸收來自路面的振動激勵。
MSC Nastran是汽車行業有限元分析的標準工具。
3.4.1后背門添加動力吸振器方案
通過查看模態分析云圖確定吸振器安裝位置，考 慮到整車輕量化問題，原則上吸振器質量≤1kg,基于 噪峰值及后背門模態分析確定吸振器頻率為51Hz。
懸置系統隔振性能的核心就是解決剛體模態的頻率分配和振動耦合問題，簡言之就是關注動力總成的剛體模態和解耦率；
? 三是作為動力吸振器，吸收來自路面的振動激勵。
懸置系統隔振性能的核心就是解決剛體模態的頻率分配和振動耦合問題，簡言之就是關注動力總成的剛體模態和解耦率；
3）作為動力吸振器，吸收來自路面的振動激勵。
馬磊［49］、孟浩［50］、張贛波［51］基于船舶推進軸系的縱向振動特性，分析了動力吸振器對軸系振動的影響；基于聲子晶體理論和主動控制理論，研究了船舶主推進軸系的縱振控制方法。張斌［52］和丁旭杰［53］分析了非線性隔振器和混合式隔振器的設計方法與應用現狀，設計了相應的原理性隔振器件并進行了試驗驗證。
懸置系統隔振性能的核心就是解決剛體模態的頻率分配和振動耦合問題，簡言之就是關注動力總成的剛體模態和解耦率；
3）作為動力吸振器，吸收來自路面的振動激勵。
懸置系統隔振性能的核心就是解決剛體模態的頻率分配和振動耦合問題，簡言之就是關注動力總成的剛體模態和解耦率；
? 三是作為動力吸振器，吸收來自路面的振動激勵。
懸置系統隔振性能的核心就是解決剛體模態的頻率分配和振動耦合問題，簡言之就是關注動力總成的剛體模態和解耦率；
3）作為動力吸振器，吸收來自路面的振動激勵。
