辛雨_动力总成悬置支架振动噪声设计
某客车动力总成悬置系统振动解耦优化设计
２ ０ １ ４年
第 ２期
某客 车动力 总成悬置 系统振动 解耦优化 设计
杜建 国
（ 一汽解放柳州特种汽车有限公司， 广西 柳州 ５ ４ ５ Ｏ ０ ７ ）
摘 要 ：以当前 正在 开发的一款新 型客 车的 悬置 系统 为例 ， 详 细描 述 了解耦优 化设 计方 法在 动力 总成
从振 动学 的理论 中可以知道 ， 受作用 系统 的某个
一
其 匹配 和优化 所需 的相关 参数 可 以通 过相 应 的测试 和计 算 获得 。 由试验 测得 的动 力总成 悬 置系统 的质
量 及转 动 惯 量参 数 见表 １ ， 通 过数 模 读 取 的动 力 总
成 悬 置 系统 的弹 性 中心 坐 标 见 表 ２ ， 动 力 总 成 悬 置
Ｋｅ ｙ ｗｏ ｒ ｄ ｓ ：ｍｏ ｕ ｎ ｔ ｉ ｎ ｇ ｓ ｙ ｓ ｔ ｅ ｍ， ｄ ｅ ｃ ｏ ｕ ｐ ｌ ｉ ｎ ｇ ｏ ｐ ｔ ｉ ｍｉ ｚ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ，ｃ ａ ｒ ｒ ｙ ｉ ｎ ｇ ａ ｎ ｄ ｄ ｉ ｓ ｐ ｌ ａ ｃ ｅ ｍｅ ｎ ｔ ａ ｎ ａ ｌ ｙ ｓ ｉ ｓ
系统 的质 心 坐 标 见 表 ３ ， 各 悬 置件 初 始 设 计 的 主 轴
刚度见 表 ４ 。
率称为共振频 率 ， 近似等于机 械系统 的 固有频 率 。对
于单 自由度线 性 系统 ， 共振 频率 只 有 １个 ， 当对 该 系 统做频 率扫 描激励试 验 时 ， 其幅频 响应 图上会 出现 １ 个共振峰 。对 于多 自由度线 性系统 ， 将 会 出现 多个共
振频率 ， 激励试 验时相应 出现 多个共 振峰 。对 于非线 性系统 ， 共振 区 出现振 幅跳 跃现 象 ， 共振 峰 发生 明显 变形 ， 并可能 出现超谐波共振 和次谐波共振 。 在 客 车动 力 总成 悬 置 系统 中 ， 定 常振 动 可 能 出
汽车动力总成悬置系统振动分析及优化设计
上海交通大学硕士学位论文
摘 要
汽车动力总成悬置系统振动分析及优化设计
摘 要
汽车动力总成振动是汽车振动的主要激振源之一，对汽车的舒适性 和 NVH 特性有很大的影响。 设计合理的动力总成悬置系统可以减少振动 传递，提高乘坐舒适性。本文以国产某轿车为研究对象，对动力总成悬 置系统隔振性能进行了分析研究。本文的研究工作包括以下几个方面： 首先，运用拉格朗日方程，建立了动力总成悬置系统动力学方程。 根据试验所获得的模型参数，在 Matlab 和 ADAMS 软件环境中建立了六 自由度仿真模型。 其次，结合实车试验，验证了所建模型准确性，并从系统固有频率 配置及振动解耦角度分析了悬置系统的振动特性；根据实际条件，以提 高系统振动解耦率为目标，应用优化算法对动力总成悬置刚度参数进行 优化设计，通过仿真分析比较了优化前后的固有特性，结果表明优化有 效提高了系统固有频率配置合理性和系统振动解耦率。 最后，建立了动力总成-整车十三自由度动力学模型，其仿真结果表 明优化后悬置刚度参数能改善怠速隔振特性，所建立的模型可以作为悬 置系统优化设计的虚拟样机。 本文的研究结果表明优化设计后的悬置系统其隔振特性有了较大的 改进，所运用的研究方法对悬置系统的优化设计具有一定的指导意义。
k sf k sr csf csr
ϕ
xi yi zi i′ j ′ k ′ PjI q
C
广义坐标方向单位矢量 往复惯性力 ( N ) 二阶往复惯性力 ( N ) 六自由度系统质量矩阵 六自由度系统刚度矩阵 位置转移矩阵 十三自由度系统质量矩阵
T F
第
动力总成悬置支架的多工况拓扑优化
・
设计 ・ 计算 ・ 研究 ・
动力 总成悬置支 架的 多工况拓扑优化
黄 庆 杜登 惠 黄 小飞
（ 泛亚 汽车 技术 中心 有 限公 司 ）
【 摘要 】 为保证车辆低振动噪声 和高 耐久 性等性能 ， 动力总成悬置支架 的刚度 、 模态 、 应力和质量都必须符合一
定要 求 。采 用 多 工 况 拓 扑 优 化 方法 对 动 力 总成 悬 置 支 架 进 行 改 进 设 计 ： 择 Ｏ ｔｔ ｃ 作 为 拓 扑 优 化 工 具 ； 选 ｐｉｒ ｔ ｓｕ 以最 小 加 权 柔 度作 为 目标 函数 ； 以模 态＞ ５ ｚ应 力 ＜ ２ ６ ０Ｈ 、 １０ＭＰ 、 积 ＜ 体 积 的 ８ ａ体 原 ０％作 为 约 束 函数 。优 化 结 果 表 明 ， 支 架 一 新
阶模 态 高 于设 定 目标 值 ， 力水 平 小 于材 料 的屈 服 极 限 ， 应 质量 比 原 支 架轻 了 ０４ｋ 。 ． ｇ
主题 词 ： 力 总成 动
悬 置支 架
拓扑优 化
文 章 编 号 ：０ ０ ３ ０ （０ ８ １ － ０ ７ ０ １ ０ － ７ ３ ２ ０ ）０ ０ ２ － ４
ｉ ｈｇｅ ａ ｅｓｔｎ ｂｅｔ ａｕ ，ｅｓ ｅｓｉ ｓ ａｌ ａ ｅｍ ｔ ａ ｙｅ ｍｉａｄｔｅ ｅｇｔｓ ． ｋ ｔｔ ａ ｓ ｉｈｒｈ ｎｔ ｔ ｇｏｊｃ ｖｌｅ ｔ ｓ ｍ ｌ ｒ ｎｔ ａ ｒ ｌ ｉｌ ｌ ｔ ｎ ｉ ４ ｇｌｈｅ ｔ ｎ ｔ ｈ ｅｉ ｈ ｔ ｒ ｓ ｅｔ ｈ ｈ ｅ ｄ ｉ ， ｈ ｗ ｈ ｉ０ ｉ ｒｈ ｉ
《汽车动力总成悬置系统振动分析及优化设计》
《汽车动力总成悬置系统振动分析及优化设计》篇一一、引言随着汽车工业的快速发展，汽车动力总成悬置系统的性能对整车舒适性和耐久性的影响日益显著。
汽车动力总成悬置系统作为连接发动机和车身的重要部分，其振动特性的优劣直接关系到整车的运行平稳性和乘坐舒适性。
因此，对汽车动力总成悬置系统的振动进行分析及优化设计显得尤为重要。
本文旨在探讨汽车动力总成悬置系统的振动分析方法及优化设计策略。
二、汽车动力总成悬置系统概述汽车动力总成悬置系统主要由发动机、悬置支架、橡胶衬套、减震器等组成，其作用是支撑和固定发动机，减少发动机振动对整车的影响，保证车辆行驶的平稳性和乘坐的舒适性。
三、汽车动力总成悬置系统振动分析1. 振动来源分析汽车动力总成悬置系统的振动主要来源于发动机的运转和路面传递的振动。
发动机的运转会引发振动和噪声，这些振动和噪声会通过悬置系统传递到整车。
此外，路面不平度等外界因素也会引起汽车的振动，进而影响到动力总成悬置系统的稳定性。
2. 振动传递路径分析汽车动力总成悬置系统的振动传递路径主要包括发动机与悬置支架之间的连接、悬置支架与车身之间的连接等。
在振动传递过程中，各部分之间的相互作用和影响会导致振动的传递和衰减过程复杂多变。
3. 振动特性分析针对汽车动力总成悬置系统的振动特性，可采用实验和仿真分析方法。
实验方法主要包括模态测试、频谱分析等，可获取系统在不同工况下的振动特性；仿真分析则可通过建立动力学模型，分析系统在不同参数下的振动响应。
四、汽车动力总成悬置系统优化设计针对汽车动力总成悬置系统的振动问题，可采取以下优化设计策略：1. 材料选择与结构优化选用高强度、低刚度的材料，如铝合金等，以减轻系统重量，提高系统刚度和减震性能。
同时，对系统结构进行优化设计，如改进悬置支架的结构布局、优化橡胶衬套的形状和硬度等。
2. 动力学参数优化通过仿真分析，调整系统动力学参数，如刚度、阻尼等，以改善系统的振动特性。
同时，根据实际工况和需求，合理匹配发动机与车身的连接方式，以降低整车的振动水平。
动力总成悬置系统非线性刚度设计及优化
V ol 40No.3Jun.2020噪声与振动控制NOISE AND VIBRATION CONTROL 第40卷第3期2020年6月文章编号：1006-1355(2020)03-0148-06动力总成悬置系统非线性刚度设计及优化孙永厚，段鹏，刘夫云，祝家好(桂林电子科技大学机电工程学院，广西桂林541004)摘要：汽车发动机的振动对车辆乘坐舒适性具有重要影响，如何有效地隔离发动机的振动是汽车设计中非常重要的问题。
常用的方法是将动力总成悬置系统的刚度按线性变化设计，但这已不能满足目前隔振设计的发展需求，针对这一现状，基于非线性数学模型，提出一种悬置系统刚度设计和优化方法。
首先建立动力总成悬置系统的动力学模型，得到系统非线性振动微分方程，为了控制各工况下动力总成质心的位移，根据悬置系统非线性刚度曲线的设计要求，对各悬置非线性段位移拐点和对应刚度进行设计；然后基于能量法解耦理论，在MATLAB 中利用遗传算法对动力总成悬置系统各段的刚度进行优化；最后，将优化结果与其在ADAMS 软件中的仿真结果对比验证。
优化结果表明，动力总成悬置系统各个方向的解耦率均能达到设计要求,各段固有频率得到合理分配。
关键词：振动与波；动力总成悬置系统；解耦优化；非线性中图分类号：461.4文献标志码：A DOI 编码：10.3969/j.issn.1006-1355.2020.03.026Design and Optimization of Nonlinear Stiffness forPowertrain Mount SystemSUN Yonghou ,DUAN Peng ,LIU Fuyun ,ZHU Jiahao(School of Mechanic and Electronic Engineering,Guilin University of Electronic Technology,Guilin 541004,Guangxi,China )Abstract :Engine vibration has a great influence on the ride comfort of automobiles.Effective vibration isolation of en-gines is a very important issue in automobile design.The common method is to design the stiffness of the powertrain mount system according to linear variation law,but it cannot meet the development needs of the current vibration isolation design.In response to this situation,based on nonlinear mathematical model,a design and optimization method for the stiffness of the mount system is proposed.Firstly,the dynamics model of the powertrain mount system is established,and the nonlinear vibration differential equation of the system is obtained.To control the displacement of the mass centroid of the powertrain under various working conditions,according to the design requirements of the nonlinear stiffness curve of the mount system,the displacement inflection point and the corresponding stiffness of each mount in nonlinear section are designed.Then,based on the decoupling theory of energy method,the stiffness of each section of the powertrain mount system is optimized by genetic algorithm in MATLAB.Finally,the optimization results are compared with the simulation results from the AD-AMS software.The optimization results show that the decoupling rate of the powertrain mount system can meet the design requirements in all directions,and the natural frequencies of each section are properly allocated.Keywords :vibration and wave;powertrain mount system;decoupling optimization;nonlinear发动机作为汽车的主要振动源之一，对整车的收稿日期：2019-06-26基金项目：广西新能源物流商用车协同创新研发及成果转化应用资助项目（桂科AA18242036）；广西科学研究与技术开发资助项目（桂科AC16380078）；桂林市科学研究与技术开发资助项目（20170104-1）作者简介：孙永厚（1967-），男，山东省沂水县人，教授，硕士生导师，研究方向为现代设计与制造技术。
汽车悬置支架动刚度对车身NVH性能影响的分析
20技19术年聚5焦月
技术看点
汽车悬置支架动刚度对车身 )*+ 性能影响的分析
赵敬 苏辰 刘鹏 金善玉
（中国第一汽车股份有限公司天津开发分公司）
摘要：为了验证汽车动力总成悬置支架动刚度对车身 )*+ 性能的影响，该文采用 +,-./01/23 软件建立内饰车身有限元模 型，利用 )435/46 软件对模型进行了悬置支架动刚度、振动和噪声传递函数分析。通过对悬置支架的优化，解决了由于左、右 悬置支架动刚度过小导致的座椅导轨振动大、驾驶员右耳噪声高的问题，为车身ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ)*+ 性能开发提供了指导意见。 关键词：汽车悬置支架；动刚度；"#$ 性能
将其等效为在关注的频率范围内的 1个具体数值，成为
等效动刚度（&#（/N/mm））[2]，计算公式，如式（2）所示。
& ()*'((
&#!$% +
（2）
- -
2第0159（期5）
技术聚焦
Feature
$%
其中：!"##$$= $%
$
&
'(
&'（& $） （)$）*
式中：!"(#$$— ——每个频率下加速度响应的和，mm/s2；
悬置支架动刚度目标值设定为 5000N/mm。
了结构优化，优化方案，如图 4所示。
通过 CAE分析，左、右悬置支架动刚度明显不足。 因左、右悬置结构对称，后续分析以左悬置为例。左悬
添加支架
置加速度响应曲线，如图 1所示。
加速度/（55/6*）
& +++4+
汽车动力总成悬置支架的优化设计
悬 置系 统 中 ．如果仍 然借用 原车 型 的动 力 总成 的支 架． 在汽 车 的极 限行 驶工 况下 。 支架 的应 力会 大 于 原 支 架材 料 的屈 服强度 。 而导致支 架 的疲 劳破 坏 。 从
图２为原支架 的几何模型及 有限元模 型 ．该支架
有 频 率对 车 内噪 声有 较 大 的 影 响 。 以某 轿 车 动力 总成 悬 置 支 架 为 分 析 对 象 。 阐述 了对 悬 置 支 架 优 化 设 计 时 ． 计 空 设 间 与 非设 计 空 间 确定 、 拓扑 优 化 与 形 状优 化 的过 程 等 。 优 化 结 构 与 试 验结 果 的对 比分 析 表 明 ． 立 的悬 置 支 架 优 化 建 设 计 方法 对 悬 置支 架 的设 计 计 算 分析 是 有 效 的
４
・
１ ・ ０
维普资讯
汽 动 总 悬 支 的 化 计／ 艳 刘 元， 官 斌 车 力 成 置 架 优 设 赵 青， 本 上 文
图 ３ ａ 至 图 ３ ｄ 给 出 了在 载荷 工 况。１到 工 况 （） （） — ／ ＿ 。 ． — ｔ ４的作 用下 ． 支架 的引 力分析 结果 。表 ３给 出的是原 支 架 的应 力分 析结果 。 由图 ３计 算结 果可 见 ， 支架 原
为铸钢件 。 体材料参数如表 １ 具 所示 。 支架与发动机 的
连接面为 固定约束 ． 与悬置的连接点为加载点 ． 作用在
支架上 的计算载荷如表 ２ 所示 。 四种载荷工况。 共有
机
面
１ 存 在 的 问题
在 开发 某新 款轿 车 时 ． 车型 的动力 总 成 与原 新
（） ａ 几何 模 型 图 ２ 原 支 架
某车型动力总成悬置系统NVH性能设计与优化
某车型动力总成悬置系统NVH性能设计与优化摘要：车内振动噪声的主要来源之一是动力总成，隔离发动机振动向车身传递主要靠悬置系统。
动力总成经过必要的减振隔振措施减少其振动向车体的传递，成为汽车开发过程中的一个重要任务，悬置系统开发匹配的好坏很大程度决定了车辆NVH性能的优劣。
因此动力总成悬置系统的合理匹配对降低汽车振动，提高整车NVH性能有着非常重要的作用。
本文建立了动力总成-悬置系统的六自由度数学模型，得到由刚度矩阵和质量矩阵表达的动力总成整体振动的微分方程。
利用MATLAB软件编制动力总成悬置系统固有频率和能量分布矩阵程序，并在ADAMS中建立模型仿真验证程序的正确性。
关键词：动力总成；悬置系统；MATLAB；模态解耦；隔振率；优化引言随着道路条件的改善和汽车悬架系统设计的完善，路面随机激励对汽车舒适性的影响逐步减弱。
又由于节约能源的考虑、市场对能耗低汽车的需求以及对环境保护的要求，汽车发动机在整个汽车质量中所占比重有所上升。
同时，越来越多的汽车采用整体式薄壁结构，使现代汽车越来越强调轻量化，然而发动机的重量却很难降低，从而车身弹性增加，振动趋势上升。
从上述各种原因引起的动力总成振动源在汽车振动中所占比例较大。
由动力总成振动引起的振动有：动力总成刚体振动、传动系统的弯曲振动和扭转振动、各零件的振动。
这些振动还会引起车体内气体共振产生噪声，这就使这种状况变成噪声、机构疲劳强度、以及振动相结合的复杂问题。
所以如何合理地匹配动力总成悬置系统，最大限度地减小向车身传递振动和噪声是汽车减振降噪的主要研究内容之一。
1动力总成悬置系统模型建立将动力总成假设为质量集中在质心处的低速小位移的6自由度刚体，橡胶悬置元件假设为3根互相垂直的线性弹簧模型，在车架视为刚体的情况下建立模型，如图1所示。
图1动力总成悬置系统模型示意图2车型动力总成悬置系统NVH性能设计优化2.1悬置系统的布置形式每个悬置都可以看作由三个相互垂直的粘性弹簧组成的隔振器。
发动机台架振动噪声试验规范
发动机台架振动噪声试验规范湖南大学先进动力总成技术研究中心1.适用范围本标准适用于缸径100mm以内，功率在150kW以内的往复活塞式发动机。
2.规范性引用文件下列文件中的条款通过本标准的引用而成为本标准的条款。
凡是注日期的引用文件，其随后所有的修改单（不包括勘误的内容）或修订版均不适用于本标准，然而，鼓励根据本标准达成协议的各方研究是否可使用这些文件的最新版本。
凡是不注日期的引用文件，其最新版本适用于本标准。
2.1 GB/T 1859-2000 往复式内燃机辐射空气噪声测量工程法及简易法。
2.2 GB/T 6072.1-2000 往复式内燃机性能第1部分：标准基准状况，功率、燃油消耗和机油消耗的标定及试验方法。
2.3 GB/T 6072.3-2008 往复式内燃机性能第3部分：试验测量。
3.试验目的在发动机消声室试验台架上进行发动机振动噪声测试，评价发动机振动噪声水平。
4.测试设备4.1传声器应该符合GB/T3785规定的1级仪器要求，其测量装置必须至少覆盖20Hz～20000Hz的频率范围。
4.2加速度传感器应该符合GB/T3785规定的1级仪器要求，其测量仪器频率范围至少为10Hz～2000Hz，并应包括发动机最低稳定转速到lO倍最高转速的激励频率。
4.3 传声器、加速度传感器在测量前必须进行标定。
4.4测量前后，仪器应该按照规定进行校准，两次校准值不应超过1dB。
4.5 发动机转速的测试仪器的准确度应优于1%。
5.安装条件和运转工况5.1发动机工作条件测试前确保发动机为工作正常且油位、水位正常。
在测量过程中，发动机的所有运行条件，应该符合制造厂家的规定。
测量开始前，发动机应该稳定在正常工作温度范围内。
5.2 发动机状态发动机不带空气滤清器和排气消声器,引出进、排气噪声。
5.3发动机安装条件发动机试验台架应安装在单独的基础上，采用弹性支承。
动力总成安装状态：发动机支撑点均采用整车悬挂。
5.4 运转工况发动机在整个测试期内按照GB/T 6072.1规定的功率和转速运转，进气温度不得高于45℃。
发动机台架振动噪声试验规范
发动机台架振动噪声试验规范湖南大学先进动力总成技术研究中心1.适用范围本标准适用于缸径100mm以内，功率在150kW以内的往复活塞式发动机。
2.规范性引用文件下列文件中的条款通过本标准的引用而成为本标准的条款。
凡是注日期的引用文件，其随后所有的修改单（不包括勘误的内容）或修订版均不适用于本标准，然而，鼓励根据本标准达成协议的各方研究是否可使用这些文件的最新版本。
凡是不注日期的引用文件，其最新版本适用于本标准。
2.1 GB/T 1859-2000 往复式内燃机辐射空气噪声测量工程法及简易法。
2.2 GB/T 6072.1-2000 往复式内燃机性能第1部分：标准基准状况，功率、燃油消耗和机油消耗的标定及试验方法。
2.3 GB/T 6072.3-2008 往复式内燃机性能第3部分：试验测量。
3.试验目的在发动机消声室试验台架上进行发动机振动噪声测试，评价发动机振动噪声水平。
4.测试设备4.1传声器应该符合GB/T3785规定的1级仪器要求，其测量装置必须至少覆盖20Hz～20000Hz的频率范围。
4.2加速度传感器应该符合GB/T3785规定的1级仪器要求，其测量仪器频率范围至少为10Hz～2000Hz，并应包括发动机最低稳定转速到lO倍最高转速的激励频率。
4.3 传声器、加速度传感器在测量前必须进行标定。
4.4测量前后，仪器应该按照规定进行校准，两次校准值不应超过1dB。
4.5 发动机转速的测试仪器的准确度应优于1%。
5.安装条件和运转工况5.1发动机工作条件测试前确保发动机为工作正常且油位、水位正常。
在测量过程中，发动机的所有运行条件，应该符合制造厂家的规定。
测量开始前，发动机应该稳定在正常工作温度范围内。
5.2 发动机状态发动机不带空气滤清器和排气消声器,引出进、排气噪声。
5.3发动机安装条件发动机试验台架应安装在单独的基础上，采用弹性支承。
动力总成安装状态：发动机支撑点均采用整车悬挂。
5.4 运转工况发动机在整个测试期内按照GB/T 6072.1规定的功率和转速运转，进气温度不得高于45℃。
动力总成悬置布置方案对汽车怠速振动影响的研究
SAE⁃C2009P101动力总成悬置布置方案对汽车怠速振动影响的研究李波灏 高岩 周舟长安汽车股份公司汽车工程研究院 【摘要】 本文建立了整车低频结构振动分析的有限元模型,针对不同悬置系统布置方案进行了怠速振动的仿真分析㊂通过分析可以看出,在设计前期,应用CAE方法,合理地选择悬置布置方式可以有效地降低怠速的振动,提高整车NVH 性能㊂ 【关键词】 怠速振动 动力总成悬置 NVHStudy on the Effect of Powertrain Mount Layout for Idle ShakeLi Bohao,Gao Yan,Zhou ZhouAutomobile Engineering Institute of ChangAn Automobile Co.,Ltd. Abstract:The full vehicle finite element analysis(FEA)model for low frequency structure vibration analysis is established and the idle shake performance is evaluated for different powertrain mount layout designs.The results show that during the earlier design phase, the idle shake can be reduced by using CAE methodology to determine the suitable engine mount system layout.Therefore,the NVH performance can be improved. Key words:idle shake powertrain mount NVH引 言 近年来,随着客户对汽车节能㊁环保的要求不断提高,汽车的NVH性能逐渐成为了汽车研发过程中关注的重点㊂而怠速振动则是整车NVH性能中非常重要的组成部分,也是汽车用户对汽车品质最敏感的主观感受㊂所以,高品质的汽车一定要具有高品质的怠速振动特性,必须在设计过程中予以重点考虑㊂ 在以往的怠速振动性能开发中,往往都是在样车开发后期,采用试验手段对关键子系统进行调校,来控制发动机怠速附近的振动㊂但是由于此时很多设计基本已经冻结,无法做大的调整,导致达不到好的效果㊂而随着CAE技术的不断提升,在设计前期,就可以通过虚拟样机的方法,对整车的怠速特性进行模拟,验证并优化相关子系统,以达到设计标准㊂ 影响整车怠速振动特性的主要因素有悬置系统的布置及刚度选择㊁转向系统的固有频率㊁白车身的模态以及怠速的激振频率范围㊂在本文中,将综合应用不同的CAE分析手段,重点讨论不同悬置系统布置方案对怠速振动的影响㊂1 悬置设计评价标准及布置方案 动力总成悬置系统匹配的好坏直接影响到了怠速振动性能以及其他整车级NVH性能㊂悬置系统的布置形式㊁悬置元件的位置㊁刚度㊁阻尼等因素都是设计中需要优化的变量㊂而布置形式则是在悬置设计中首先需要确定的内容㊂只有确定了某一布置形式,才能在这一特定架构上通过对其他参数的调节来达成设计目标㊂ 评价悬置系统性能主要从系统的避频㊁解耦㊁限位㊁隔振率等几个方面考察㊂对于轿车普遍采用的直列4缸横置动力总成前驱形式,具体涉及怠速NVH性能的评价指标主要有:动力总成各刚体模态避开怠速2阶激振频率;怠速2阶激振频率(f e)与俯仰模态(动力总成绕曲轴方向转动)频率(f p)之比在2~3之间;各刚体模态,尤其是在发动机垂向跳动模态和俯仰模态(绕曲轴转动方向)之间㊁俯仰模态(绕曲轴转动方向)和沿整车前后方向运动模态之间(仅对横置前驱发动机而言)必须解耦㊂在具体设计悬置系统时,在已有的悬置布置构型上可以通过调整悬置元件的线性段静刚度㊁液压悬置最大损失角对应的频率等手段,运用灵敏度分析㊁优化分析等方法通过多体动力学分析软件来满足上述设计要求㊂ 本文中所涉及的动力总成悬置系统用于某微型轿车,为全橡胶悬置,匹配发动机为四冲程直列四缸机,无平衡轴,前横置前驱,怠速转速800r/min,对应2阶怠速激振频率为26.67Hz㊂以下将在不考虑刚度优化的前提下,运用MSC.ADAMS/View软件,主要针对三种不同布置形式的悬置系统的避频㊁解耦性能进行对比,确定较为理想的布置方案㊂图1 整车坐标系和动力总成坐标系定义 本文中规定动力总成坐标系如下:原点位于发动机⁃变速器结合面上与曲轴轴线的交点;X轴沿曲轴轴线指向前端轮系;Z轴沿缸心线方向指向缸盖;Y轴根据右手定则确定,如图1所示㊂在此坐标系下,横置动力总成6个刚体模3 2009中国汽车工程学会年会论文集SAE⁃C2009P101态Tx㊁Ty㊁Tz㊁Rx㊁Ry㊁Rz按其在整车坐标系中的运动姿态分别命名为:侧向模态(La)㊁前后模态(FA)㊁垂向模态(B)㊁俯仰模态(P)㊁侧倾模态(R)和横摆模态(Y)㊂1.1 三点悬置扭轴型布置(TRA) 本车悬置系统最初采用三点悬置扭轴型布置方案(以下简称构型1),如图2所示㊂其特点是左㊁右悬置为主承力悬置,布置在尽量靠近转矩滚转轴(Torque Roll Axis,简称TRA)的轴线上(图2中直线),以达到惯性解耦,后悬置为限位悬置,并起辅助支承作用㊂图2 扭轴型布置的悬置系统 经计算得到构型1的动力总成刚体模态和解耦度如表1所示㊂表1 三点扭轴型布置的避频㊁解耦性能表构型1三点扭轴型振型La B/P/FA B/FA P/FA R Y频率/Hz7.888.1710.3912.7214.516.11解耦率(%)Tx0.4529.1943.6324.50.140.25 Ty96.821.580.010.040.660.2 Tz0.393454.559.490.110.09 Rx0.630.890.096.1985.188.28 Ry0.9933.821.6759.683.226.74 Rz0.720.530.050.0910.6984.46f e/f p2.1 从表1中可以发现,构型1中动力总成最关键的垂向(B)模态和俯仰(P)模态㊁前后(FA)模态和俯仰(P)模态之间都发生了较严重的耦合㊂前者会造成两个关键方向上的耦合振动,后者会在发动机输出转矩瞬时变化时(如起动㊁换档㊁tip⁃in/out工况)造成动力总成前后窜动㊂造成解耦性能不好的原因主要是虽然悬置的布置考虑了惯性解耦,但由于刚度没有优化,系统在弹性空间没有解耦㊂理论上,按扭轴布置的悬置系统除惯性解耦外,还必须通过调整悬置刚度,使动力总成的弹性轴(Elastic Axis,简称EA)与转矩滚转轴重合,才能达到完全解耦㊂从避频角度看,构型1的避频性能满足要求,f e/f p比较合理㊂1.2 四点悬置钟摆型布置(Pendulum) 经灵敏度分析,发现构型1中的后悬置位置过高不利于提高解耦度,但受总布置的限制,无法简单地将后悬置的高度降下来,因此决定采用另一种布置形式,即四点钟摆型布置(以下简称构型2,如图3所示)㊂此种布置常用于动力总成质量和转矩均不大的小型车,动力总成的质量基本上由左㊁右悬置分担㊂左㊁右悬置的布置尽量靠近转矩滚转轴,后悬置是一种俗称哑铃型或狗骨型(dog⁃bone type)的大小头结构,因为具有绕小头轴线旋转的自由度,基本只承受整车前后方向上的力㊂由于动力总成是悬垂的,为限制其在倾覆力矩作用下的摆动,增加了一个前悬置㊂图3 钟摆型布置的悬置系统 经计算,构型2的动力总成刚体模态和解耦度如表2所示㊂表2 四点钟摆型布置的避频㊁解耦性能表构型2四点钟摆型振型La B FA P R Y 频率/Hz7.399.1610.3413.8716.6319.15解耦率(%)Tx0.08076.852.590.062Ty97.974.3812.893.230.310.1Tz0.58901.040.252.060.29Rx0.561.990.3317.0789.8311.73Ry0.563.011.0769.813.1913.12Rz0.230.337.435.993.8472.19 f e/f p1.92 从表2中可以看出,构型2相比构型1在解耦率上有了较大改善,显示了构型2比构型1更利于解耦的提高㊂但构型2中关键的俯仰(P)模态的解耦率还是偏低㊂另外,由于加装了前悬置,使系统的整体刚度水平提高了,造成部分模态频率升高㊂尤其是关键的俯仰(P)模态,它的频率与怠速1阶激振频率接近㊂虽然对于直列四缸机来说,怠速1阶激振不显著,但最好应避开㊂另外,由于俯仰(P)模态频率上升,导致f e/f p只有1.92,对隔振不利㊂增加前悬置的另一个不利因素是增加了一条振动噪声的传递路径,增加了发动机激励引起的结构振动和噪声传到车内的可能㊂1.3 三点悬置+前辅助支撑钟摆型布置(Pendulum) 鉴于前悬置的作用主要是辅助限位,因此将其三向刚度调到尽可能低的水平(不大于5N/mm),此时构型2就变成了三点悬置+前辅助支撑的钟摆型布置形式(以下简称构型3)㊂ 经计算,构型3的动力总成刚体模态和解耦度如表3所示㊂ 从表3中可以看到构型3无论在避频性能还是解耦性能42009中国汽车工程学会年会论文集 SAE⁃C2009P101上都比较理想,完全满足前述的几条评价指标,同时也兼顾了限位性能㊂除了在个别极限工况下前悬置因限位作用而发生刚性接触外,在大部分情况下也不会对结构振动和噪声的传递产生不利影响㊂表3 三点+前辅助支撑钟摆型布置的避频㊁解耦性能表构型3三点+前辅助支撑钟摆型振型La B FA P R Y频率/Hz6.48.589.4412.8115.8618.31解耦率(%)Tx00.0474.217.50.141.44 Ty98.080.1813.753.821.140 Tz0.3598.460.630.050.630.04 Rx0.960.760.172.0191.296.73 Ry0.120.324.7083.192.7813.1 Rz00.087.043.343.3777.92f e/f p2.08 以上分析并没有过多地考虑悬置元件刚度㊁阻尼变化对解耦率的影响㊂如前所述,对于构型1来说,通过调整悬置的位置㊁刚度是有可能使惯性㊁弹性同时解耦的,但考虑到总布置㊁避频要求等限制条件,在很多情况下理想的解耦很难实现㊂相比之下,钟摆型悬置布置因为后悬置的特殊结构,相对而言比较容易实现较高的解耦度㊂另外,在选择悬置布置方案时,不仅仅需要考虑怠速振动的特性,还需要考虑路面激振和噪声的特性来综合考虑,可见悬置系统的优化匹配是一个涉及众多方面的复杂过程,怠速NVH性能只是其中需要考虑的一个方面,对此本文不再详述㊂2 怠速振动分析2.1 整车低频结构振动分析模型 采用有限元方法,建立如图4所示的整车低频结构振动分析模型,此模型由白车身㊁动力系统㊁底盘系统㊁转向系统等构成㊂图4 整车低频结构振动分析模型 白车身(BIW):白车身是整车分析中最为重要也最复杂的系统,它主要由板壳单元构成㊂如果再配上前后风窗玻璃,则构成带风窗玻璃的白车身㊂在此基础上,进一步构造出TB(Trim Body)车身,即包含除了动力系统㊁转向系统和底盘系统以外的所有部件,其中很多部件采用集中单元质量和一维单元来替代㊂TB车身是构成整车分析模型的最复杂的子系统㊂ 动力系统:由于本文中不考虑动力总成的弹性影响,所以在建模中将其简化为刚体,将测量得到的动力总成质量和惯量赋在质心处㊂动力总成与车身连接的悬置简化为一维弹簧单元㊂ 转向系统:转向系统主要分为转向管柱(包含转向盘)和转向支撑构成,综合运用实体㊁板壳和梁单元等单元形式进行建模㊂为保证转向系统的固有频率分析准确,转向管柱的轴承刚度设置是关键,一般采用经验值或者通过对同类型车型进行试验来标定㊂ 底盘系统:底盘系统较为复杂,由于本分析不涉及中高频段的路面噪声分析,轮胎可用弹簧单元简化㊂前后悬架㊁排气系统等多用壳和实体单元构成㊂为保证分析的准确度,底盘各连接件的刚度设置是关键,一般多采用试验实际测量得到㊂2.2 白车身分析模型标定 为保证怠速振动分析的准确度,按照分析流程,必须要对白车身的模态分析结果进行试验标定㊂一般来说,CAE 和试验模态分析结果的相关性用模态置信判据(MAC值)来判断,它的定义如下:MAC(ψa,ψe)={ψa}t{ψe}2({ψa}t{ψa})({ψe}t{ψe})(1) 式中,ψa为CAE分析模态向量;ψe为试验模态向量; MAC值位于0和1之间,越接近于1表示两个模态越接近㊂对于白车身来说,一般要求固有频率误差在5%以内,MAC 值要求大于0.8㊂ 此模型的白车身模态分析和试验的结果如表4所示(只对比全局模态),振型对比如图5所示㊂从结果可以看出,频率误差在3%以内,MAC值大于0.9,满足误差要求㊂所以,该模型可以用于整车怠速振动计算㊂表4 白车身模态分析与试验对比模态描述分析值/Hz试验值/Hz误差MAC值1阶扭转34.435.32.6%0.95 1阶弯曲49.250.62.8%0.94图5 模态振型对比5 2009中国汽车工程学会年会论文集SAE⁃C2009P1012.3 发动机激振力 整车的怠速激振主要来源于发动机的振动,在计算怠速振动之前,必须得到发动机的激振力和力矩㊂如图6所示,发动机在工作的过程中,主要产生惯性力㊁惯性力矩以及气体激振力矩㊂图6 惯性力㊁惯性力矩和气体激振力矩 在本文中,装配的是直列四缸发动机,将主要产生二阶不平衡力和力矩㊂二阶不平衡力和力矩分别为式(2)和式(3),由气体爆发压力产生的激振力矩为式(4)㊂F i =4M rec rω2rlcos2θ(2)T i =2M res ω2r 2sin2θ(3)T g =P (θ)πD 24r 2sin θ1+cos θl()r2-sin 2æèççöø÷÷θ(4) 式中,M res 为往复惯性质量,即活塞组质量和1/3连杆质量;ω为转动角速度;r 为曲柄半径;l 为连杆大小头中心距;θ为曲柄转角;P (θ)为气体爆发压力函数;D 为缸径㊂图7 发动机激振力 通过以上公式计算,可得到发动机的惯性力㊁惯性力矩以及气体激振力矩如图7所示,将这些力和力矩施加于发动机曲轴系的中心处,作为怠速振动计算的载荷输入㊂输出则为驾驶员座椅滑轨位置和中心两个点的加速度㊂驾驶员座椅滑轨重点考察Z 方向振动情况,转向盘中心重点考察X 和Z 两个方向的振动情况(相对于整车坐标系)㊂2.4 怠速计算及分析 为考察不同悬置布置方案设计对怠速振动的影响,利用MSC.Nastran SOL111求解器的频响分析功能,对采用前面所述的三种不同悬置设计方案的整车模型进行怠速振动分析,如表5所示㊂表5 不同的悬置分析方案分析方案对应悬置方案备 注CASE 1 构型1:三点扭轴型基础方案CASE 2 构型2:四点钟摆型CASE 3 构型3:三点+前辅助支撑钟摆型 另外,发动机的怠速为800r /min,对于直列四缸发动机来说,对应的二阶不平衡激振频率为26.7Hz㊂ CASE 1(基础方案)的分析结果如图8所示㊂从图中可以看出,驾驶员座椅滑轨点基本都在目标值以下,而转向盘中心处Z 向和X 向在怠速附近(800r /min)均超过和接近目标值,需要进行优化㊂图8 CASE 1怠速振动分析结果图9 CASE 1与CASE 2怠速振动分析结果 CASE 2和CASE 1的对比分析如图9所示㊂从图中可以62009中国汽车工程学会年会论文集 SAE⁃C2009P101看出,无论是座椅滑轨点还是转向盘中心点,三点悬置方案相对四点悬置方案的振动都有显著的降低,这主要是因为三点悬置方案相对四点来讲,减少了一条振动传递路径㊂但是在实际设计中,如果完全去掉前悬置,则可能在某些极限工况下失稳㊂所以,实际设计中,即使要增加前悬置,也要将前悬置的刚度设计得尽量软,使其仅起限位作用㊂另外,从结果中也可以看出,CASE2在转向盘中心点Z方向的振动在怠速附近仍然高于目标值,还需要继续优化㊂ CASE3和CASE1的对比分析如图10所示㊂从图中可以看出,无论是在座椅滑轨点和转向盘中心点的振动,在整个怠速附近频率段都得到较大幅度的降低,满足目标值㊂可见,三点+前辅助支撑钟摆型悬置布置方式对应的怠速振动效果要明显好于其他两种布置形式㊂图10 CASE1与CASE3怠速振动分析结果 通过以上方案的对比分析和研究,可知悬置系统的布置选择对整车的怠速振动有重要的影响㊂所以,在设计前期,尤其是在发动机总体布置阶段,必须要对悬置系统的布置方式做仔细分析,为获得高品质的怠速振动特性打好基础㊂ 需要特别指出的是,以上讨论的几种工况没有考虑转向系统本身的优化㊂实际上,转向系统本身的模态对怠速振动的影响很大㊂实车的转向系统垂向模态频率较低,仅为27.7Hz,与发动机2阶怠速激振频率部分重合,这是造成CASE1怠速振动不理想的重要原因之一㊂根据工程经验,转向系统的固有频率至少要高于怠速激振频率3Hz以上㊂图11是对转向系统垂向模态优化到32.1后怠速振动情况与CASE1结果的对比㊂图11 CASE1经转向系统优化后的怠速振动分析结果 从图11中可以看出,座椅滑轨点的振动在怠速附近略有提高,但是由于转向系统固有频率的提高,转向盘振动的峰值产生了平移,相对于怠速附近则有了明显的降低㊂这主要是因为提高了转向系统的频率,避开了怠速的激振频率所致㊂可见,转向系统模态也是影响怠速振动的重要因素之一㊂限于篇幅,本文不对此进一步展开讨论㊂3 结论 1)悬置系统布置选择对整车的怠速振动有重要的影响㊂合理的悬置布置方案可以为后期获得良好怠速振动性能打好了基础㊂ 2)CAE是研究整车NVH特性的重要技术手段,在设计前期,可以综合利用各种CAE分析方法,对整车的怠速振动特性进行预测和控制,以保证获得高品质的NVH性能㊂参考文献[1] 庞剑,湛刚,何华.汽车噪声与振动 理论与应用[M].北京:北京理工大学出版社,2006.[2] 陆际清,孟嗣宗.汽车发动机设计(第一册)[M].北京:清华大学出版社,1993.7 2009中国汽车工程学会年会论文集动力总成悬置布置方案对汽车怠速振动影响的研究作者：Li Bohao， 李波灏， Gao Yan， 高岩， Zhou Zhou， 周舟作者单位：Li Bohao,Zhou Zhou(Automobile Engineering Institute of ChangAn Automobile Co., Ltd)， 李波灏,高岩,周舟(长安汽车股份公司汽车工程研究院)， Gao Yan(AutomobileEngineering Institute of ChangAn Automobile Co., Ltd.)引用本文格式：Li Bohao.李波灏.Gao Yan.高岩.Zhou Zhou.周舟动力总成悬置布置方案对汽车怠速振动影响的研究[会议论文] 2009。
动力总成悬置系统装配状态对整车振动的影响
２． ａ ｔ ｏＶｏ ａ ｉ ｎａ Ｘｉ ｎ ａ ｃ ｔｏ ｌ＆ Ｔｅ ｈｎ ｃ ｌＣｏ ｌ ｇ ，Ｘｉｎｔ ｏ ３３ ０ ｃ ｉ ａ ｌｅ ｅ ａ ａ ４ ０ ０，Ｈｕ ｅ Ｃｈ ｎａ ｂｉ ｉ ； ３． ｃ ｏｏ ｅ ｈａ ｃ ｌ ｎ ｔ ｍｏ ｉ ｅ Ｅｎ ｎｅ ｒｎｇ Ｓ ｈ ｌ Ｍ ｃ ｎｉａ ｄ Ａｕ ｏ ｔｖ ｇｉ ｅ ｉ ，Ｓｏ ｔ ｉ ｖｅ ｓｔ ｆＴｅ ｈ ｏｌ ｙ ｏｆ ａ ｕ ｈ Ｃｈ ｎａＵｎｉ ｒ ｉｙ ｏ ｃ ｎ ｏｇ ，
１ 动力总成悬置 系统理论模型
本 文 以图 １ 示 的动 力 总成 悬 置系 统 为研 究 对 所
汽车 动 力总 成悬 置 系统 是指 动 力总成 与车架 或
的装配 状 态对 整车 振 动 的影 响 。通 过 改变悬 置 安装 处 的车 架 局 部 刚度 ， 实测 了各 悬 置在 一 些 工况 下 的 振 动 加速 度 均 方 根值 ， 悬 置 系统 的传 递率 。通 过 和 数据 测 试 可知 ， 理论 设计 合理 的基 础上 ， 确 的动 在 正 力 总 成 悬 置 系 统 装 配 状 态 可 改善 整 车 的乘 坐 舒 适
摘 要： 在动力总成悬 置系统理论 设计 合理 的基础上 ， 研究悬 置系统实车装配 状态对整车振动 的影 响。 以悬置安 装位置处 的车架 局部刚度作为研究对象 ， 分析车架 局部刚度 的大小对整车振动 的影响 。通过一实测例子表 明， 在理论 设计合理的基础上 ， 正确 的动力总成悬置系统装配状态可改善整车 的乘坐舒适性 。 关键词 ： 振动与波 ； 动力总成；悬置系统； 装配状 态 中图分类号 ： ６ Ｕ４ ４ 文献标识码 ： Ａ Ｄ 编码 ：０３ ６／ｉ ｎ１０ —３ ５２ １．２０ ８ ＯＩ １ ． ９ ．ｓ．０ ６１５ —０２０ ．１ ９ ｊｓ
动力总成悬置支架失效及改进分析
10.16638/ki.1671-7988.2020.20.044动力总成悬置支架失效及改进分析陈松鹤，鲁军涛（奇瑞汽车股份有限公司汽车工程研发总院，安徽芜湖241009）摘要：动力总成悬置支架的结构设计及其第一阶、二阶弯曲模态大小对动力总成怠速工况下的NVH有非常重要的影响，为了避免悬置支架与动力总成一阶、二阶模态发生共振，在前期设计时，必须进行弯曲模态分析及极限工况下的强度分析，同时进行结构工艺可行性分析，文章以某车型后悬置支架为例，利用ADAMS、HYPERMESH 分析软件进行理论分析，同时对此支架失效件，进行金相组织失效分析并提出合理的改进方案，经路试验证满足要求。
对今后动力总成悬置支架的结构设计提供方案的参考依据。
关键词：悬置支架结构设计；ADAMS；Hypermesh；金相组织；失效分析中图分类号：U467 文献标识码：B 文章编号：1671-7988(2020)20-134-04Failure Analysis and Improvement of Engine Mount BracketChen Songhe, Lu Juntao( Chery Automobile Co., Ltd. Automotive Engineering Research and Development Institute, Anhui Wuhu 241009 )Abstract: The Engine mount bracket system configurable design and Mode 1&2 is one of the most important NVH parts in the whole of Automobile vibration of idle speed. In order to avoid the mode 1&2 of engine system occur resonance, The CAE and the technics is must. The simulation of the Engine mount bracket system separate vibration by means of HYPERMESH and ADAMS. This paper based on the Engine mount bracket system of B flat roof had been studied disabled causation and aim at the bracket carry through analyse metallography and to move an amendment, design and development for the bracket configurable design supply the gist.Keywords: Engine mount bracket system; ADAMS; Hypermesh; Metallography structure; Failure analysisCLC NO.: U467 Document Code: B Article ID: 1671-7988(2020)20-134-04前言动总悬置在整车中具有对动总的承载、限位、隔振三种功能，因此对悬置的可靠耐久及NVH性能要求必须满足正常使用。
动力总成悬置系统刚体模态优化设计方法的研究
动力总成悬置系统刚体模态优化设计方法的研究动力总成悬置系统是指汽车发动机、变速箱、传动轴等部件组成的整个驱动系统的支撑和连接方式，它与车辆的动态性能和舒适度密切相关。
而动力总成悬置系统的刚体模态优化设计是针对已有的悬置系统设计方案，通过分析和优化，达到使整个系统的刚度和自振频率达到最佳状态的目的。
刚体模态是指一个物体在固定支撑下的自由振动状态，它不仅涉及到物体的结构形态，还与物体的材料、质量等因素有关。
动力总成悬置系统的刚体模态主要包括重组刚体模态和飞翼刚体模态两种形态。
在研究动力总成悬置系统刚体模态优化设计方法时，需要结合实际情况进行综合考虑，确定优化设计的对象和优化目标，以此来指导整个优化设计过程。
动力总成悬置系统刚体模态优化设计方法主要包括以下几个步骤：1. 建立刚体模型：需基于悬置系统固有的刚体模态构建模型，模型主要包括悬置系统的结构布局、材料、体积质量等因素。
需要特别注意的是，模型应当考虑到悬置系统的实际工作情况，例如不同工况下的应力载荷等情况。
2. 模态分析：通过模态分析或有限元分析等方法，获取悬置系统在不同工况下的自振频率和模态形态。
这一步骤是确定悬置系统的弹性特性和自由振动状态的关键步骤。
3. 优化设计：根据模态分析结果，以悬置系统的刚度和自振频率为优化目标，通过设计和优化悬置系统的布局、结构、材料等方面的因素，以提高系统的自振频率和刚性，从而避免共振和失稳。
4. 模拟验证：通过动态试验、振动试验等方法，对优化后的悬置系统进行模拟验证，以确保优化设计的正确性和有效性。
总之，动力总成悬置系统刚体模态优化设计方法是一项重要的技术研究，通过对悬置系统的刚体模态进行优化设计，能够有效提高车辆的动态性能和舒适度，并且能够降低车辆的噪声和振动等问题。
未来，随着汽车技术的不断发展和创新，动力总成悬置系统刚体模态优化设计方法也将得到更好的发展和应用。
在动力总成悬置系统刚体模态优化设计过程中，需要注意三个方面的问题。
轿车动力总成悬置隔振特性试验研究
轿 车 动 力 总成 悬 置 隔振 特 性 试 验 研 究
张 强 靳 晓雄 何 剑峰 单 莘 （ 同济大学汽车学院）
【 摘要 】 以国 产某轿车为 研究对 针对其在高速时车内噪声过大的问题， 象， 在消声室同工况下同一悬置 、 同一 方向的隔振情 况及悬置与车内振动测试点 的振 动传递情 况测试 ， 利用相干 甬数 、 阶次分 析 、 传递 函数和功率谱分析等方法 ， 出悬置隔振性能 ， 找 为发动机振动 因素而引起
本 试验 是 在 消 声 室 内转 鼓 上 进 行 ， 内最 低 室
背景 噪声 低 于 ２ Ｂ（ 。试 验 采 用 比利 时 Ｌ ５ ｄ Ａ） ＭＳ
客 ， 而 影 响 人 的听 力 和舒 适 性 。故 悬 置 元 件 的 从
隔振性 能直接影 响 车辆 的 Ｎ Ｈ性 能 。 Ｖ
公 司的振 动噪 声信 号采 集 设 备及 三 向压 电型 加 速 度 传感 器 。在发 动机 ３个 悬置 支 撑 的发 动 机 侧 和 车身侧 分别 布 置 ６个 三 向加 速 度 传 感 器 ， 于方 向
员 座 椅 导 轨 外 侧 分 别 布 置 ３个 三 向 加 速 度 传
感 器
依据。
２ 试 验 结 果 与 分 析
１ 试 验 方 案
根 据信 号 采 集 仪 器 采 集 到 的 振 动 加 速 度 信
车 辆坐 标 系 的 定 义 ： 车辆 坐 标 系 取 前 进 方 向 为 轴正 向 ， 进 方 向左 侧 为 Ｙ轴 正 向 ， 直 向上 前 垂 为 轴正 向 ， 、 Ｙ、 坐标 符合 右手 定 则 。
盘１ ２点位 置 、 门踏板 刚性 杆 弯 曲处 外侧 和 驾驶 油
本 文 以某 国产 轿 车 为研 究 对 象 ， 对 其 高 速 针 时车 内 噪声过 大 的 问 题 ， 其 动 力 总 成 悬 置 系 统 对
动力总成悬置系统匹配设计方法及规范--北汽...
悬置 1
悬置 2
悬置 3
悬置 4
kp
N/mm kp
N/mm kp
N/mm kp
N/mm
kq
N/mm kq
N/mm kq
N/mm kq
N/mm
4
kr
N/mm kr
N/mm kr
4、变速器的各挡速比和主减速比
N/mm kr
一档
二档
表 4 变速箱各档速比和主减速比
三档
四档
五档
倒档
N/mm 主减速比
5、发动机的其他参数
转动惯量的描述采用动力总成质心坐标系下。质心坐标系定义如下：坐 标原点 O 为动力总成的质心，坐标方向和发动机坐标系相同，如下图所示：
3
动力总成的惯性参数如表 1 所示：
表 1 动力总成的惯性参数
质量 质心位置
转动惯量（kg*mm2）
（kg） （mm） IXX
IYY
IZZ
IXY
IYZ
IZX
动力总成惯性参数的测定可采用三线摆法测定，误差要求在 5%以内。
液压悬置相对于橡胶悬置其结构较为复杂，一个典型的液压悬置的基本结构 如图 3 所示。它主要有连接螺栓、橡胶主簧、上液室、下液室、解耦膜、惯性体 通道等几部分组成。
图 2 torque strut
图 3 液压悬置结构简图
三、悬置系统的设计指标
悬置系统在设计中要满足以下指标：
2
悬置系统要约束动力总成的位移在合理的范围内，各个悬置的变形分布 在合理的范围内。动力总成位移在各工况下限制设计为：X:±10mm；Y: ±10mm；Z: ±15mm，转角正负 3 度。 悬置系统六方向的固有频率设计值为 5—20Hz，不同的方向有具体要求。 对于悬置支架固有频率大于 1.4 倍的发动机最高二阶频率。 对于悬置支架刚度大于 20 倍的软垫刚度。 动力总成与周围零部件的间隙的设计值大于 20mm 悬置系统尽量做到解耦布置，推荐值为：垂向和侧滚两个方向要求大于 85%，其他要求大于 60%。
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动力总成悬置支架振动噪声设计NVH Design of Powertrain Mount Bracket辛雨火进梁耕龙(北京汽车新能源汽车有限公司北京 102606)摘要：动力总成悬置支架振动噪声设计关系到整车振动噪声，它是动力总成悬置系统设计的必要部分。
本文介绍了悬置支架振动噪声设计方法，包括结构设计，模态设计，静刚度与动刚度设计等。
通过案例，分析了悬置支架结构与悬置布置、悬置解耦结果的关系；悬置支架的模态分析、设计要求；悬置支架的静刚度设计方法及要求；悬置支架的动刚度设计及判断依据等。
在悬置支架模态计算、静刚度和动刚度计算中，使用HyperMesh软件进行几何处理，网格划分，使用HyperView或HyperGraph进行结果显示，可以大大提高悬置支架振动噪声设计的效率。
关键词：模态静刚度动刚度 HyperWorksAbstract: NVH design of powertrain mount bracket is very important, and it is a necessarypart of powertrain mount system design. It consists of structure design, modal design, stiffness design, point mobility design, etc. Structure design relates to mount arrangement and optimization of mount decoupling ratio. Modal of mount bracket is designed to prevent resonance. Stiffness is designed for vibration isolation efficiency of the mount system. Point mobility is essential for isolation of vibration of every frequency. When we calculate the modal, stiffness, point mobility of the mount bracket, HyperMesh software can help us in the geometry cleaning and the meshing, HyperView and HyperGraph software can help us display the result. Using HyperWorks software can greatly improve the design efficiency.Key words: modal, stiffness, point mobility, HyperWorks1 引言悬置系统是指动力总成(包括发动机、离合器及变速器等)与车架或车身之间的弹性连接系统，该系统的好坏直接关系到发动机与车体之间的振动传递，影响整车的振动噪声性能。
在悬置系统中，悬置起到支承发动机，衰减和隔离发动机振动的重要作用，对整车的振动噪声水平起到重要影响。
而悬置支架起到连接悬置与发动机、车架或车身的重要作用，悬置支架的设计成功与否，对悬置系统本身的性能起到很大影响。
自从汽车振动噪声性能引起国内汽车公司重视以来，对动力总成悬置支架的优化设计就引起了振动噪声工程师的一致重视，出现了一系列针对动力总成悬置支架进行优化的案例[1-4]。
随着国内振动噪声研究水平的不断提高，振动噪声工程师的工作已经从单纯的出现振动噪声问题后进行优化，逐步转移到进行合理的正向振动噪声设计，并在样车设计的前期解决振动噪声问题的思路上来[5]。
2 支架结构形式动力总成悬置支架结构与发动机的布置，车架或车身上各零部件的结构布置相关。
同时，动力总成悬置支架结构应满足动力总成悬置解耦优化设计中提出的悬置布置角度和位置要求。
图1为悬置解耦优化计算示例图，一般要求悬置解耦率在85%以上，各悬置频率分隔1Hz 以上。
图1 悬置解耦优化计算示例动力总成悬置布置形式多样，简单的按照悬置个数可以分为二点悬置、三点悬置、四点悬置、以及常用于大功率发动机的五点和六点悬置等。
由于与动力总成悬置的布置有关，悬置支架的结构形式比较多，支架个数与悬置个数相关。
总体来说，动力总成悬置支架分为主动侧悬置支架（动力总成侧）和被动侧悬置支架（车架或车身侧），结构如如图2所示。
图2 悬置支架结构图示例3 支架模态设计针对不同的发动机，对动力总成悬置支架的模态频率要求是不同的。
动力总成悬置支架受发动机振动影响较大，为了与发动机振动隔离，动力总成悬置支架频率应设置在怠速频率以下或额定转速频率以上。
低于发动机怠速频率的区域一般用于布置动力总成悬置系统的固有频率，同时动力总成悬置支架的频率一般较高，设计在该段频率困难较大，因此动力总成悬置支架固有频率一般布置在额定转速频率以上区域。
在进行动力总成悬置设计时，一般要求外部激励频率与系统固有频率之比至少达到1.414倍时才能起到隔振作用。
相对于该悬置设计规则，经验上一般以不低于发动机额定频率2-3倍的频率为悬置支架频率设计值。
一般也要求动力总成悬置支架的一阶模态频率在500Hz 以上。
悬置图3为对图2中动力总成悬置支架的模态计算结果。
该悬置支架模态分析使用HyperMesh 进行网格划分，从而导出有限元模型进行模态计算，最后使用HyperView软件进行结果显示。
计算结果为：发动机侧支架一阶频率为637.7Hz，二阶频率为992.3Hz；车身侧支架一阶频率为504.1Hz，二阶频率为685.2Hz。
该悬置对应的发动机额定转速为3600rpm，按3倍的发动机额定转速对应频率计算，要求动力总成悬置支架一阶频率在360Hz以上，示例中悬置支架满足该要求，且一阶频率在500Hz以上，满足振动噪声设计要求。
图3 动力总成悬置支架模态设计示例4 支架静刚度设计动力总成悬置系统的隔振效果不仅取决于橡胶件的刚度，还与悬置支架的刚度有关。
支架-隔振橡胶件-支架共同组成动力总成悬置系统，从而起到在发动机和车架或车身之间隔振与支承的作用。
悬置系统的总刚度可用下式表示：1K=1K E+1K I+1K V式中，K为悬置系统总刚度，KE为发动机侧支架刚度，KI为隔振橡胶件刚度，KV为车架或车身侧支架刚度。
根据上式悬置支架的刚度应尽量大，这样悬置系统的刚度就近似于隔振橡胶件的刚度，从而使悬置系统达到好的隔振效果。
一般来说，支架刚度应为隔振橡胶刚度的6-10倍。
如图4所示为某样车动力总成后悬置支架设计改进的实例。
改进方案1相比原始方案加宽并加肋板，改进方案2相比方案1降低了悬置高度。
本静刚度优化实例中采用HyperMesh进行网格划分，然后导出有限元模型进行计算，采用文本文档从结果文件中读取结果。
a)原始方案 b)改进方案1 c)改进方案2图4 动力总成悬置支架静刚度设计示例在三个方案中，经过分析，其静刚度计算如下表。
在加肋板及加宽后，后悬置的Z向静刚度达到了要求，但X向和Y向刚度仍然不足；经过与设计部门协调相关布置，在改变悬置支架的高度后，动力总成悬置支架三个方向的静刚度都满足了要求。
表1 后悬置静刚度结果对比表静刚度（N/mm）目标值原始方案改进方案1 改进方案2制动力_X 2000 1149 17203043转弯力_y 2000 1215 13652174重力_z 5000 4284 535357415 支架点动刚度设计动力总成悬置系统的隔振效果不仅仅与静刚度有关，还与动刚度有关。
动刚度是指单位位移作用下，作用点沿位移作用方向的力随位移作用频率的变化。
对于橡胶等粘弹性体减振元件，其动刚度是描述减振性能的关键指标。
对动力总成悬置支架来说，与支架动刚度密切相关的一个概念是Mobility [6]，它指在单位力作用下作用点沿力作用方向的速度随力作用频率的变化，反映零部件的局部动态刚度特性；mobility和动刚度之间的关系为：M=v F=jωx F=jωK d定义力传递率：TR=F有悬置无悬置=M E+M VE V I式中，M E为发动机侧支架的moblity，M I为隔振橡胶件的moblity，M V为车架或车身侧支架的moblity。
由上式可知，当动力总成悬置支架的点动刚度远大于悬置的动刚度时，可有效隔离发动机的振动。
由于动刚度（Mobility）会随着频率而变化，所以需要在整个工作频率下对其进行考核。
一般要求动力总成悬置系统具有20dB以上的力传递损失，这相当于力传递率是0.1，振动的能量能量损失99%。
如果车架和动力总成的动刚度相同，并且其是悬置动刚度的18倍以上，则可达到20dB的力传递损失。
在图4的动力总成悬置支架优化实例中，各支架的X向点动刚度如图5所示，经过计算其等效动刚度如表2所示。
在完成计算后采用HyperGraph读取结果曲线。
由分析结果可知，改进方案2达到设计的动刚度目标值，可以作为实际设计方案。
图5 动力总成悬置支架点动刚度设计示例表2 动力总成悬置支架10-150Hz等效动刚度表等效动刚度（N/mm）目标值原始方案改进方案1 改进方案2X 1500 904 1437 2718Y 1500 806 981 1540Z 2000 2162 2241 21166 总结动力总成悬置支架设计是否合理影响整个悬置系统的性能；动力总成悬置支架NVH设计应包括从悬置解耦来设计支架结构，悬置支架的模态设计，静刚度设计和动刚度设计等内容。
动力总成悬置解耦率一般要求在85%以上，各悬置频率分隔1Hz以上；动力总成悬置支架的频率要求在发动机额定或最高转速频率的2-3倍，一般要求第一阶模态频率在500Hz以上；动力总成悬置支架静刚度要求为悬置静刚度的6-10倍；动力总成悬置支架动刚度要求在悬置动刚度的18倍以上。
在悬置支架模态计算、静刚度和动刚度计算中，使用HyperMesh软件进行几何处理和网格划分，使用HyperView和HyperGraph进行结果显示和曲线处理，可以大大提高悬置支架振动噪声设计的效率。
7 参考文献【1】陈继红.沈密群.发动机悬置系统的一些设计问题.噪声与振动， 1999（1）【2】吴红.钱道新.发动机右悬置支架的优化.科技信息，2008年第25期【3】林涛.闫建涛.吕兆平.基于CAE分析变速器后悬置支架优化设计.装备制造技术，2010年10月【4】廖抒华.成传盛.基于ABAQUS的某商务车发动机前悬置支架的创新设计.机械设计与制造，2012年6月【5】庞剑.谌刚.何华.汽车噪音与振动:理论与应用.北京理工大学出版社，2006.6【6】孙学军.张静宜.基于nastran的车架mobility分析研究.2010年mscsoftware中国用户论文集，2010年。