某商用輕卡動力總成懸置系統力學性能仿真研究

熊敏，孫麗娟

（1.江西江鈴集團特種專用車有限公司 技術部，江西 南昌 330010；2.江西交通職業技術學院 汽車工程系，江西 南昌 330013）

1 引言

隨著國家經濟飛速發展，商用輕卡銷量得到迅猛增長，由于其經濟性和便利性，已經成為運輸貨物的必然選擇[1-3]。同時，科技也日新月異進步，人們對輕卡駕乘的舒適性提出了更高的要求，作為汽車主要振動源之一的動力總成，其懸置系統的優劣直接影響了整車NVH和力學性能的好壞[4-5]，因此，研究動力總成懸置系統力學性能具有重要的經濟和社會價值。

本文基于有限元法，首先進行了動力總成的質心和轉動慣量測試，然后采用Hyperworks和Nastran軟件，對某商用輕卡的動力總成懸置系統進行了CAE模態和強度分析，結果顯示，懸置系統主被動側支架的各階振型模態滿足目標值，符合設計要求，同時二十八工況強度分析結果顯示支架最大應力和塑性應變滿足目標。

2 動力總成質心和轉動慣量測試

動力總成是整車的核心動力源和傳動系統部件，通過懸置系統安裝于輕卡車架部件上。動力總成質心和轉動慣量是基本設計參數，對懸置系統力學性能有著直接影響。本文采用懸吊扭擺法，即用標定好的扭轉剛度的懸索懸吊動力總成，測量動力總成旋轉自由擺動的周期，如圖 1，試驗需分別測量動力總成在六個懸吊姿態下的擺動周期，其質心坐標采用懸吊線交點法確定，測試得到的動力總成參數如表1。

圖1 動力總成質心測試

表1 某商用車動力總成質量和轉動慣量參數表

3 懸置系統CAE模態分析

本文采用Hypermesh軟件對某商用輕卡懸置系統主動側和被動側支架進行建模，懸置支架材料為QT450和Q235，通過Nastran軟件進行CAE模態分析，提取前四階模態頻率。

3.1 主動側懸置支架模態分析

本文對某商用車懸置系統主動側支架進行了約束模態分析，邊界條件如圖2，約束懸置支架安裝位置孔全部自由度，主動側懸置支架質量為8.4kg。

圖2 懸置系統主被動側支架模態約束邊界示意圖

本文對某商用車懸置系統主動側支架進行了約束模態分析，得到如圖3的CAE分析結果，其中主動側左前懸置支架模態為824Hz，主動側右前懸置支架模態為2846Hz，主動側左后懸置支架模態為 300Hz，主動側右后懸置支架模態為249.2Hz，而目標頻率為235Hz，滿足設計要求。

3.2 被動側懸置支架模態分析

本文對某商用車懸置系統被動側支架進行了約束模態分析，得到如圖4的CAE分析結果，其中被動側左前懸置支架模態為387Hz，被動側右前懸置支架模態為387Hz，主動側左后懸置支架模態為 519Hz，主動側右后懸置支架模態為481Hz，而目標頻率為235Hz，滿足設計要求。

圖3 懸置系統主動側支架模態分析結果

圖4 懸置系統被動側支架模態分析結果

4 懸置系統CAE強度分析

本文對某商用車懸置系統主被動側支架進行了二十八工況強度分析，其中發動機輸出最大扭矩為450Nm，工況主要包括WOT全油門工況和加減速工況及碰撞等工況，包括整車運行常見工況和部分極限工況。

本文按照上述工況邊界要求，對某商用輕卡動力總成懸置系統主動側和被動側支架進行了二十八工況強度分析，得到如圖5的分析結果，并給出了典型工況應力結果云圖，其中主動側懸置支架最大應力為 201MPa，被動側懸置支架最大應力為183MPa，小于Q235材料屈服強度235MPa，滿足設計目標。

圖5 懸置系統主動側和被動側支架強度分析結果

5 結論

本文基于有限元法，首先進行了動力總成的質心和轉動慣量測試，然后采用Hyperworks和Nastran軟件，對某商用輕卡的動力總成懸置系統進行了CAE模態和強度分析，結果顯示：

（1）主動側左前懸置支架模態為824Hz，主動側右前懸置支架模態為2846Hz，主動側左后懸置支架模態為300Hz，主動側右后懸置支架模態為249Hz，而標頻率為235Hz，滿足設計要求；

（2）被動側左前懸置支架模態為387Hz，被動側右前懸置支架模態為387Hz，主動側左后懸置支架模態為519Hz，主動側右后懸置支架模態為481Hz，目標頻率為235Hz，滿足設計要求；

（3）主動側和被動側懸置支架最大應力都小于Q235材料屈服強度235MPa，滿足設計目標；

（4）綜合評估該商用車動力總成懸置系統力學性能符合設計目標。