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二、理論分析考慮這類中心開孔方板，受到單軸拉力，圓孔圓心和矩形中心重合，處于平面應力狀態，使用有限元求解此結構的變形圖。首先對此結構進行單元剖分，確定單元按照有限元的分析流程，要先對此結構進行單元剖分，確定單元與結點編號、以及單元的自由度編號。因為這里是平面應力問題，所以可以采用常應變三角形單元進行網格劃分，并且采用的是非結構化的網格。

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

利用MSC Nastran SOL111求解器的頻響分析功能，進行整車狀態下振動分析，輸出方向盤、座椅導軌、動力懸置系統主被動測試振動響應，評估基于動力系統工作載荷下，整車響應和懸置隔振率。整車振動激勵輸入：施加發動機氣體爆發力、慣性力、慣性力矩在發動機曲軸中心處。載荷可以是基于理論計算或AVL等發動機性能模擬軟件，將發動機特性匯總到曲軸中心處。

EXCITE Mount Layout工具中，為了便于用戶確定懸置個數及位置方案，在參數定義過程中，可選擇同時定義多個懸置，在動響應計算以及模態解耦時可選擇性激活懸置工作屬性，繼而可實現懸置位置與個數方案的選取。由于各懸置安裝點的距離遠大于懸置本身的尺寸，扭轉作用不明顯，忽略扭轉彈性，懸置可看作三維彈性元件。

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。

，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。

，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。

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； 3）典型或極限工況，動力系統工作位置校核、支架強度校核，非線性彈簧特性，支持拉壓特性曲線輸入，其中基于PBUSH – K定義分析初始剛度，非線性分析中基于PBUSHT-KN非線性剛度曲線分析； 4）詳細懸置彈性元件設計，支撐超彈性材料，部件自接觸等非線性特性分析。

利用MSC Nastran SOL111求解器的頻響分析功能，進行整車狀態下振動分析，輸出方向盤、座椅導軌、動力懸置系統主被動測試振動響應，評估基于動力系統工作載荷下，整車響應和懸置隔振率。整車振動激勵輸入：施加發動機氣體爆發力、慣性力、慣性力矩在發動機曲軸中心處。載荷可以是基于理論計算或AVL等發動機性能模擬軟件，將發動機特性匯總到曲軸中心處。

； 3）典型或極限工況，動力系統工作位置校核、支架強度校核，非線性彈簧特性，支持拉壓特性曲線輸入，其中基于PBUSH – K定義分析初始剛度，非線性分析中基于PBUSHT-KN非線性剛度曲線分析； 4）詳細懸置彈性元件設計，支撐超彈性材料，部件自接觸等非線性特性分析。

； 3）典型或極限工況，動力系統工作位置校核、支架強度校核，非線性彈簧特性，支持拉壓特性曲線輸入，其中基于PBUSH – K定義分析初始剛度，非線性分析中基于PBUSHT-KN非線性剛度曲線分析； 4）詳細懸置彈性元件設計，支撐超彈性材料，部件自接觸等非線性特性分析。

懸置局部坐標系Oi xi yi zi坐標原點為其彈性中心，坐標軸為其彈性主軸，則懸置i 的剛度矩陣定義為 式中kui、kvi、kwi為懸置i的三向剛度值。

測量懸置點的坐標如表 １ 所示。 ３ 建立電機懸置系統仿真模型 電機懸置系統一共有沿 x、y、z 軸方向的平動和繞 x、y、z 方向的轉動 ６ 個自由度，因此系統存在 ６ 階固有頻率。利用多體動力學分析軟件 ＡＤＡＭＳ 建立電機懸置系統的動力學模型，如圖 ２ 所示。利用 Ｖｉｂｒａｔｉｏｎ 模塊計算原系統的固有頻率和 解耦率，計算結果如表 ２ 所示。

摘 要：在商用車，皮卡，輕重型客車及大型工程車輛上多采用縱置動力總成，其扭矩質量較大，且柴油車輛居多，工作過程較為粗暴，在工作過程中振動較大，點熄火及扭矩突變的工況抖動振幅及余振都極為明顯，是當今車輛的一個亟待解決的問題，文章主要以點熄火抖動大作為出發點進行問題的分析歸納及優化方向作為研究方向，提出了新型懸置的設計理念及其對應的解耦結果對比分析及結論的驗證，從而達到一個針對該問題的解決方案及思路。

由于動力總成剛體模態與懸置靜剛度相關性大，且調整靜剛度改動較小，但懸置靜剛度與隔振性能也強相關，所以首先考慮驗證將動力總成剛體模態與方向盤模態及聲腔模態解耦方向進行。該車動力總成懸置采用3點式支撐結構，左右懸置相同，3個懸置設計狀態靜剛度也相同。

近十年來，懸置系統解耦率分析方法已經非常成熟[3][4]，對NVH工程應用起到非常重要的指導作用。發動機接附點模態動剛度結構有限元仿真與優化[5][6]，避免了結構剛性不足所帶來的結構噪聲問題。車身傳遞函數仿真分析優化技術[7][8]，改善了對發動機激勵結構噪聲的放大傳遞作用。

1.2 關鍵計算公式 漢航NTS.LAB傳遞路徑分析模塊可解決結構聲TPA和空氣聲TPA兩類傳遞路徑分析問題，軟件模塊已封裝核心計算邏輯，計算方法包經典的直接法、懸置剛度法、單路徑分析法、逆矩陣法、工況TPA和高階分析方法—組件TPA。下面以逆矩陣法介紹結構聲TPA和空氣聲TPA兩類計算模型以及最新研發的組件TPA分析方法。

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。