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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。圖7為當前模型缸壓負載，結合曲軸動力學模型，可快速計算發動機相應的振動激勵。

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。

； 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。

； 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。

改進后的壓縮機懸置機構用橡膠塊替代支架芯軸機構，壓縮機總成通過橡膠塊和張緊彈簧柔性地和車身相連接，如圖3所示。

經綜合評估懸置靜剛度對整車耐久及隔振性能的影響，左右懸置及后懸置靜剛度最低可降至250N/mm和300N/mm，此方案測試結果見表1方案3所示，其pitch剛體模態僅降至43Hz，經主觀評價該方案改善效果也不明顯，故將下一步優化方向放在加強傳遞路徑隔振上。由于原狀態壓縮機是通過鑄鋁支架與驅動電機進行硬連接，為了降低壓縮機與動力總成剛體模態共振的振動激勵，決定對壓縮機支架采取增加襯套隔振措施。

本案例中通過CAE 分析，識別出前懸置被動端動剛度較低、隔振率差，如圖9所示，主要是由于懸置支架及副車架前橫梁模態較低導致，通過對其結構進行加強，提升剛度及模態，最終使中低頻噪聲傳遞有所改善。

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。

? 其次結合虛擬點轉換（VPT）功能，在主動端實物測試階段，可多布置測點，根據不同位置處的幾何和受力關系求解出6自由度的載荷力，后續用于接觸點處，解決經典TPA方法的第二弊端，在進行CTPA分析時，需要的數據包括：主動端測試數據、連接件動剛度、被動段有限元數據。

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。

下面我們以某一懸置支架的模態分析為例簡述懸置支架的模態分析過程。

本例中對副車架前橫梁直徑、中間橫梁直徑、連接板寬度、前支架厚度、后支架厚度、連接板厚度、中間橫梁厚度等創建7個參數。 需要注意的是，本例模態分析、動剛度分析使用的求解器是optistruct，強度分析使用的求解器是ABAQUS。因此在SFE后臺導出FE模型需要同時導出.nas模型和.inp模型。這個需要在.con文件中直接修改即可。五。

以上振動傳遞系統，振動從主動端支架傳遞到隔振器，再傳遞到被動端支架，定義振動傳遞率T 是有隔振器時傳到被動端的力fb1與無隔振器傳到被動端的力fb2的比值，其計算公式為 計算得到振動傳遞率T 和被動端支架剛度Kb，主動端支架剛度Ke以及散熱器軟墊剛度Kr的公式如下 從公式上看，懸置隔振效果取決于系統的總剛度： （一）當無隔振器Kr時，主被動端的加速度值應相同

4 混合動力總成整車匹配NVH開發 與傳統內燃機動力相比，混合動力總成整車匹配NVH開發，不僅需要傳統動總的聲學包設計能力、進排氣系統NVH設計能力、調校能力，還需具備更優秀的懸置匹配能力。與傳統內燃機懸置系統相比，混動內燃機懸置系統需適應頻繁啟停沖擊、適應多模式工況極限姿態控制，經典問題包括：點火沖擊、發動機抽動、怠速抖動、轟鳴/嘯叫等。

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。

經過CAE仿真分析發現一級從動齒輪在相應頻率段存在輪輻擺動模態（如圖5），對應的頻率為2435Hz，這個擺動模態會影響到中間軸系統的扭振剛度，導致齒輪嚙合在該頻率附近發生共振，軸承的徑向位移和振動增大，最終導致噪音放大。

影響齒輪嘯叫的因素一般有2個:剛度(含嚙合剛度和支持剛度等)和齒輪承載載荷[4-7]。在齒輪嚙合過程中,剛度變化不可避免地產生傳遞誤差波動,它作為一種動態激勵源直接導致齒輪在受載時產生激勵力波動,激勵力波動激起變速器相關結構振動,振動的低頻區域通過懸置傳遞,而振動高頻區域通過聲輻射傳遞,最終被駕駛員感知。齒輪嘯叫由傳遞載荷的齒輪產生,具有明顯的階次特征,變速器殼體固有模態被激勵共振后表現更明顯。

10）電驅總成懸置建模，EXCITE eAxle支持多種類型懸置定義，包括非線性靜剛度懸置、動剛度懸置及非線性靜剛度+動剛度懸置，并且內置懸置參數識別工具，可以直接基于懸置剛度測試曲線完成懸置參數識別和建模，以支撐全頻域懸置和總成振動分析。