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Hypermesh二次開發：懸置28個工況載荷批量加載插件

以左懸置為單獨分析對象，在Hypermesh中建立直接法瞬態動力學載荷分析步Transient（direct），計算懸置支座安裝點應力響應輸出，建立工況如圖2所示 圖2 左懸置支座瞬態動力學分析工況設置 動力總成懸置支架瞬態動力學分析結果在Hypermesh設置完成瞬態動力分析工況后，提交Optistruct求解器求解

長安汽車、東風神龍、吉利汽車等汽車行業頂級廠商都在應用MSC Nastran作為主要整車NVH仿真工具，利用Nastran可以完成模態解耦、非線性剛度校核、28工況等標準懸置系統開發。同時，基于f06、pch或者HD5格式文件，可以完成分析流程自動化數據處理，仿真結果提取、報告自動生成等工作。

表1 動力總成質量信息當前動力總成采用3點式支撐，支撐位置如下表所示。表2 懸置位置定義懸置剛度定義為非線性靜剛度，某懸置主方向剛度曲線如圖6：從激勵層面上看，懸置系統需要隔離掉源于發動機的低頻振動激勵，如發動機往復慣性力以及傾覆力矩等，由于變速箱的激勵頻率范圍主要是中高頻，往往在定義動力總成載荷激勵時可不用考慮。

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典型載荷如下表：整車振動激勵輸出：方向盤測點、座椅滑軌點、動力懸置系統主、被動點加速度。

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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。

該樣車空調壓縮機為渦旋式電動壓縮機[3-4]，布置于驅動電機外側端蓋經懸置隔振。整車定置開啟空調工況，空調壓縮機轉速恒定為2500rpm，工作轉速較高且振動激勵較大，引起車內噪聲大及方向盤振動大。經測試主要貢獻階次為壓縮機基頻41.8Hz。（見表4和圖16優化前）。

以同樣方法對其余3種工況下的復合材料車門進行靜力學分析，復材替換后車門的最大位移均小于原車門，具體位移數值見表5。表5 兩種車門不同工況下的最大位移對比進一步對復材車門進行約束模態分析，仿真分析結果顯示一階模態頻率是45.28 Hz。避開了環境綜合激勵頻率，合乎設計標準。發現在上文的等質量替換過程中，替換后的碳纖維車門模型厚度增加較大。

典型載荷如下表：整車振動激勵輸出：方向盤測點、座椅滑軌點、動力懸置系統主、被動點加速度。

圖2 底座網格劃分圖 1.3 邊界條件加載根據工況1、2、3的載荷對底座模型進行加載。各個工況的邊界條件見表2.

鐵路拉伸工況：模擬列車運行時變速工況，作用載荷：垂向總載荷、側向力和縱向拉伸力。鐵路壓縮工況：模擬列車運行時制動工況，作用載荷：垂向總載荷、側向力和縱向壓縮力。因公鐵兩用車編組時沒有調車作業，不考慮TB/T 3550.2規定的第二工況。公鐵兩用半掛車車架計算各工況見表1。車架制造材料的力學性能及許用應力標準，如表2所示。

本文將選擇最大垂直力工況、最大制動力工況和最大側向力工況來進行靜力分析，整車參數如下表所示：表2 整車部分參數 3.1 最大垂直力工況 汽車滿載靜止于水平地面時前懸兩側車輪所受的垂直的載荷分別為：Wf=1/2×mg×b/L=4030.98N 考慮到汽車在不平路面上的沖擊，取FL的2.5倍作為最大垂直載荷。

在0.003 28 s時，跌落變形達到最大值，此時對應的最大位移為7.416mm。此后，起落架開始回彈，變形逐漸減小。將以上9種工況分析計算完成，其變形數據如表3所示。由表3可知，工況9下，起落架的變形最大，達到了7.416 mm。

表1 動力總成各階模態固有頻率對比發動機轉速為2000rpm 時，目標函數是改變了從19.55 到17.99，下跌8.7%，取得良好結果，由表1 中數據可見除了后懸置y 向以外，其他各個方向振動隔離效果好，然后裝上y 對動態反作用力的變化很小可以忽略不記。因此，綜合效果是減少力的傳遞，達到更好的隔振效果。

許多實際工況（如碰撞、爆炸）中材料可能承受高速拉伸載荷（如撕裂、韌性斷裂），直接施加動態拉伸載荷能更真實地模擬材料在高速拉伸狀態下的失效行為，彌補壓桿試驗的局限性。 本案例將介紹韌性材料的直接式霍普金森拉桿原理及其Abaqus仿真方法。

工況1、2載荷示意圖如下所示： 圖4 工況1載荷設置 圖5 工況2載荷設置 4.

橡膠試件尺寸按照美國測試與材料協會頒發的橡膠壓縮性能的標準試驗方法中設置[1]，圓柱狀測試樣件直徑設為28.6mm，厚度設為12.5mm，載荷加載速率設置為12mm/min。 具體的仿真設置可參見付費文件，文件包含DYNA隱式準靜態壓縮的K文件、參考文獻PDF及本文內容文檔。