懸置系統分析的案例
基于整車NVH性能要求的懸置系統設計分析案例
目前國內做懸置設計的大都參照GM的標準，大部分做解耦分析，做做工況計算！然后校核一下懸置零件的模態、剛度強度以及仿真分析橡膠結構件的剛度，再進一步的要求就必須主機廠去提了，比如做做系統的敏感性穩健性，優化一下總傳遞力或者動反力的。再有就是基于動力總成質心位移最小的優化等等，但從整車的NVH性能直接去做要求的很少。
而近期看了一份日系車的懸置系統分析報告，覺得比較有新意，它是這樣提要求的：
提了如下4個要求，1）怠速振動（地板）；2）加速轟鳴和地板振動；3）Engine Shake；4）動力總成最大轉角。
一般國內對3）Engine shake要求不多，但我們具體調試的時候經常會去試這個工況，看是否還有過坎余震。
它這個最大的特點，把設定的目標計算出來，這個需要比較確定的傳遞函數（比如NTF、VTF這些），有了這些，再有了發動機的激振力，就可以做計算了。
目前很多主機廠在項目開發階段已經具備獲取發動機激振力以及計算獲取車身NTF和VTF的能力，其實完全可以按日系車那樣進行計算了。以下把鈴木某款車型的一份懸置計算報告共享出來供大家參考。分析報告內容來自華南理工大學上官老師。
。
汽車NVH云講堂
發布汽車NVH行業專家原創PPT，以懸置系統NVH為主，兼顧動力總成NVH,變速器NVH，進排氣NVH，聲學包及密封NVH，車身NVH，風噪NVH，胎噪NVH，空調NVH，新能源NVH，懸架NVH,轉向NVH等。
展開 汽車懸置系統分析之ADAMS計算解耦模態
；
2、我們需要創建動力總成的簡易模型，并且設置質心坐標以及動力總成轉動慣量和重量；（注意重量單位）
3.根據懸置彈性中心坐標進行設置：（記得重命名，免得忘記哪個是哪個）
4、在彈性中心位置添加bushing，將懸置剛度添加進去。
5、分析計算（進行能量解耦和剛體模態的分析）并且查看我們分析所得到的結果！
根據分析結果考慮是否調整。
以上就是bushing進行設置分析懸置模態解耦的方法；
當然后面我們還有動力總成位移轉、轉角、以及懸置位移和載荷的設置和分析，
具體請各位關注下面鏈接進行購買！
https://www.yqgqt.org.cn/college/video/c14829
Adams 動力學分析 懸置系統分析計算 解耦頻率載荷
第一章：懸置系統課程簡單介紹
第二章：懸置系統的解耦與頻率的計算分析方法一
第三章：懸置系統的解耦與頻率的計算分析方法二（個人更喜歡第二種，軸套力分析方法）
第四章：懸置系統的動力總成位移轉角以及懸置位移和載荷計算分析方法
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
基于ADAMS的懸置系統整車剛體模態解耦分析方法
目前懸置系統設計中廣泛利用的6自由度模型，由于忽略了車身質量、懸架和輪胎的剛度等，因此計算得到的動力總成剛體模態和能量分布與在整車狀態下搭建的16自由度模型的計算結果有一定差異，特別是解耦率差異很大。但是搭建6自由度模型所需要的輸入參數較少，因此在動力總成懸置系統的設計初期，可以用來進行懸置系統的計算分析。后期到達一定階段以后，整車的各種設計參數鎖定，可以獲取整車的重量、轉動慣量和簧載質量等數據后，應該進行一次16自由度模型的校核。本文將以一個例子來說明6自由度和16自由度模型計算結果的差異，并探討造成差異的原因。
1 已知參數
本研究汽車的動力總成由右懸置、左懸置和后懸置組成，后懸置為一防扭拉桿。動力總成、車身及非簧載質量在其質心坐標系下的質量和慣性參數如表1示。動力總成質心、車身質心以及各懸置安裝點在汽車坐標系下的坐標如表2示。各懸置靜剛度值見表3，橡膠懸置的動靜比為1.4。三個懸置的局部坐標系分別與動力總成坐標系平行。各懸架的安裝位置、三向剛度如表4示，各車輪剛度均取220 N/mm。
2 ADAMS模型搭建
按照表1到表4中的數據在ADAMS/VIEW 中分別建立動力總成懸置系統6自由度模型和非簧載質量-車身-動力總成16自由度模型，圖1為6自由度動力總成懸置系統模型，動力總成與地面之間在三個懸置點分別用BUSHING 連接。圖2為16自由度模型，非簧載質量與地面用螺旋彈簧連接，并限制非簧載質量只有垂向自由度，非簧載質量與車身、車身與動力總成之間用BUSHING 連接，并利用利用SPRING模擬四個車輛剛度，相應參數依照1 中數據。
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 電動汽車電機總成懸置系統仿真分析及優化
目前對電動汽車噪聲的研究大部分是沿襲內燃機汽車的控制方式與設計方式，本文建立電機總成懸置系統六自由度模型，計算電機總成懸置系統的固有頻率和能量解耦率，并通過改變電機懸置的位置和剛度對電機懸置系統進行仿真優化，以期降低電動汽車懸置系統的振動噪聲。
１ 模態解耦率計算的基本理論
從能量角度來說，模態解耦是指系統在某個方向的作用力所做的功全部轉化為系統在該方向的能量，即沿著某方向的激振力只能引起該方向上的振動［１０］。系統的解耦程度通常用模態解耦率來表示，模態解耦率是指在廣義坐標上某個模態分配到的動能占系統總動能的比例。在某階頻率下，當模態能量占總能量的 ９８％時，表明該模態能量非常強，也即表明該頻率下的該模態占主導地位，其解耦程度非常高。如果各階模態的解耦率均為 １００％，表明它們彼此獨立，進行系統分析可以將各階模態當作單自由度系統來處理［１１］。
模態解耦率的計算方法如下［１２］：
１）計算電機懸系統的固有頻率主振型矩陣
固有特性的分析不涉及到外界激振力的影響，因此通常可以將懸置系統簡化為自由振動系統，又因為阻尼對系統的固有特性影響較小，因此在固有特性的計算過程中可以忽略阻尼的影響［１３］，則系統的振動微分方程為
式中：M 為系統的質量矩陣；q 為系統的廣義坐標；K 為系統的剛度。式（１）的特征方程為
式中：ωi 為圓頻率，ｒａｄ／ｓ，ωi ＝２πfi，其中 fi 為第 i 階固有頻率，Ｈｚ。
通過式（２）計算得到動力總成懸置系統的六階固有頻率 f１ ，……，f６ （對應的圓頻率分別為 ω１ ，……，ω６ ）。
展開 某新型動力總成抗扭懸置設計及仿真分析
由于剛度的被分散，各個懸置在結構，橡膠配方系列不變化的條件下，剛度降低，其硬度降低，根據項目經驗原剛度大致需要采用硬度60sh A，其動靜比為1.7左右，而降低剛度以后硬度分別只需要44shA，隨即動靜比將為1.2。將動剛度降低后可以解決車身的安裝點動剛度低的通病，改變車身跟懸置動剛度的比值進而加強隔振性能。
2.2 新抗扭懸置結構的計算仿真分析
對新抗扭懸置系統進行振動分析仍采用Adams 建模分析方法對其展開，保證分析的一致性。
設計計算輸入上發動機左右懸置的設計參數變化，只有變速器懸置做參數調整如下：
Adams_View 模塊下搭建動力總成振動分析動力學模型。如下圖
仿真結果整理如下：
3 結果對比分析
經對比可以從兩個大方面得到如下結果。懸置系統的變速器懸置經過重新設計結構且剛度優化后其Lateral 向剛度產生明顯提升，襯套的剛度曲線設計線性區間較短可以對其晃動進行有效地控制，優化前和優化后的結果如下，熄火抖動lateral 向抑制較為明顯。
優化后，其lateral 頻率有0.5Hz 的升高變化，roll 方向為主要方向其頻率提升較為明顯為1.5Hz 左右，整體的頻率間隔滿足設計要求。實車表現及客觀測試驗證基本解決了其點熄火抖動達到問題，亦滿足其駕駛過程的晃動現象。懸置系統解耦率有所提升，變速器懸置的動剛度降低，均對懸置NVH有改善。
4 結論
縱置動力總成懸置系統設計時需要著重考慮變速器懸置的剛度匹配，尤其是Y 向剛度的設計合理性直接影響懸置的抖動問題。
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 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
某皮卡振動噪聲診斷分析與懸置系統隔振性能的優化
本文首先對該皮卡的振動噪聲產生的機理進行了分析研究，并結合主觀評價的結果選取了皮卡的駕駛員座椅導軌、方向盤、變速操縱桿、儀表板等位置進行了振動測試，在駕駛員右耳位置和后排座椅中間位置進行了噪聲測試。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
某皮卡振動噪聲診斷分析與懸置系統隔振性能的優化.pdf
展開 純電動汽車動力懸置系統匹配要點
城市道路的路面不平度帶來的低頻隨機振動激勵，這一部分也屬于穩態激勵，通過懸掛系統傳遞到車架、車身、動力總成和座椅，路面隨機振動激勵經過懸架的衰減、過濾之后，其有效作用頻率范圍會進一步降低到5Hz 的范圍內，且由于現階段的電動車主要用于城市交通，城市道路的路面不平度一般都比較很小，因此可以暫時不考慮這一部分激勵。但是在考慮動力總成受力極限工況時，路面所帶來的垂直方向的回彈或沖擊慣性力（瞬態激勵）需要包括在內。因此對于純電動汽車，電機的扭矩波動遠低于發動機，而且主要出現在蠕行、加速、減速和制動工況，其頻率與發動機轉動階次也無明顯關聯。但電機的扭矩則明顯大于發動機。
所以懸置匹配優化的著眼點則應該是動力總成的扭矩，懸置系統首先應具備足夠的抗扭限位能力，確保在大扭矩的作用下動力總成的位移量處于合理范圍，在此基礎上再考慮隔振性能。
因此，純電動汽車對懸置系統的隔振能力要求低于傳統燃油車，但對懸置系統抗扭限位能力的要求遠高于燃油車?；谶@種考慮，工藝簡單、可靠性好能并且提供大剛度的橡膠懸置更適合電動汽車，液壓懸置反而不適用。要注意的是，提升懸置軟墊的剛度和限位能力并不意味著NVH性能的降低。相反，很多情況下懸置系統隔振能力差并不是因為懸置軟墊過于剛硬，而是因為懸置軟墊過于柔軟，在大扭矩作用下被壓死失去緩沖功能。例如，電機或者減速器的階次噪聲可能以結構噪聲的形式，通過懸置系統傳遞到乘員艙內。如果懸置軟墊太柔軟，很可能在全扭矩工況被壓死，從而加劇結構噪聲的傳遞。一般建議在正向和反向最大扭矩下，每個懸置軟墊的變形量都控制在10mm以內。
圖4 電機懸置布置示意
關于剛體模態解耦和模態頻率分布分析，對于燃油車一般都是將6階剛體模態頻率規劃在5-18Hz，并且繞曲軸轉動的模態頻率要小于發動機怠速激勵頻率的0.707。
展開 
ADAMS發動機懸置系統建模培訓 ￥2
ADAMS發動機懸置系統建模培訓
發動機懸置系統優化（論文集）
發動機懸置系統優化.part1.rar
發動機懸置系統優化.part1.rar
發動機懸置系統優化.part2.rar
整車動力總成懸置系統NVH解決方案
整車動力總成懸置系統NVH解決方案
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
