懸置支架模態仿真與試驗對標研究

靳繼濤 張義博 李騰 婁威振

（1.大運汽車股份有限公司乘用車技術中心；2.拾音汽車科技（上海）有限公司性能開發部）

隨著環境污染日趨嚴重，國家不斷加大對傳統燃油車的管控，清潔、環保的純電動汽車已成為未來汽車發展的主要趨勢。由驅動電機和減速器組成的動力總成振動激勵和路面隨機激勵成為了電動汽車的主要激勵源，因此改善汽車隔振特性是作為整車NVH開發的一個重要環節，對成員艙的乘坐舒適性有著重要影響[1]。改善懸置支架的隔振作用是改善懸置支架系統設計的主要目的，懸置系統通過合理配置，在動力輸出的轉速、轉矩范圍內，要能夠有效降低動力總成產生的振動干擾傳遞到車身的振動水平，減輕駕駛員和乘員感受的振動不平度，提高整車舒適性[2]。因此，懸置支架在實車安裝狀態下的模態分析及仿真分析精度具有重要工程作用。因此，準確計算在整車安裝狀態下的懸置模態對于NVH后期調教，保證成員艙的乘坐舒適性有重要意義。

1 模態分析理論基礎

結構振動問題由激勵、振動結構和響應3部分組成，如果已知激勵和響應，特征值求解的結果是結構的固有頻率和振型，對應系統的特征值和特征向量。單自由度振動系統由質量、剛度、阻尼和激勵構成。系統的振動方程如下：

所謂結構特征值問題，就是假設系統在無阻尼及無外載荷狀態下求解自由振動的模態矢量。在無阻尼和外載荷的情況下，振動方程可變形如下：

上式可求解一系列離散特征值。每個特征值對應3個特征向量。每個特征值和特征向量決定了結構的一種自由振動模式[3]。

2 懸置支架整車安裝狀態下有限元模型建立

本文采用的懸置形式為橡膠材料懸置。橡膠材料的彈性模量比金屬小，隔振效果明顯。同時，橡膠件的形狀不受限制，各個方向的剛度可在一定范圍內自由選擇，能承受多向載荷。利用分子間摩擦產生的阻尼，能較好地吸收振動和沖擊能量，所以兼有彈簧和阻尼2種作用。本文選用的懸置結構為金屬粘結型，即兩端是金屬骨架，中間夾有1層橡膠的懸置結構[4]。

懸置支架有限元模型應具備足夠的準確性，既能反應實際結構的力學特征、結構的實際情況，又能保證網格質量，保證結果計算的精確性，因此懸置按照以下規則進行建模：1）懸置支架本體為鑄鋁件，采用大小為4 mm的1階4面體單元進行建模；2）懸置襯套為厚度2 mm的鈑金件，采用大小為4 mm的殼單元進行建模；3）減速器殼體采用大小為4 mm的1階4面體單元進行建模；4）減速器殼體與懸置支架連接的部件采用大小為4 mm的2階4面體單元進行建模；5）懸置支架和減速器殼體、減速器殼體和減速器殼體之間均采用螺栓連接，采用RBE2單元進行螺栓連接模擬；6）鑄鋁骨架和橡膠采用mass質量點的方式均布到襯套的殼單元上；7）懸置襯套和懸置支架本體采用TIE連接。如圖1所示。

圖1 懸置支架整車安裝狀態有限元模型

3 懸置支架整車安裝狀態下模態試驗方法

模態試驗分析是依據動態測試技術對某個系統進行測量，由系統的輸入和輸出信號處理，采用模態參數識別法對實測到的每個傳遞函數進行模態參數識別，從而得到被測系統的固有特性。

由于懸置的大小和布置空間的影響，每個懸置只能布置3個傳感器進行模態測試和模態識別。本試驗采用錘擊法，由于錘擊法獲得的頻率帶寬與錘頭關系密切，硬錘頭進行錘擊測試時，在低頻段會有相干質量干擾，因此本試驗采用塑料頭。對每個激勵點錘擊3次，得到響應信號。

4 分析結果與試驗結果對標

利用上述有限元模型，襯套剛度采用BUSH單元進行模擬仿真，輸入X、Y、Z 3方向剛度，同時約束BUSH單元自由端自由度，采用OPTISTUCT求解器進行模態計算，分析結果為前懸置1階模態為571 Hz，后懸置1階模態為726 Hz，右懸置1階模態為908 Hz，振型如圖2所示。

圖2 懸置支架實車安裝模態分析結果截圖

如圖3所示，根據頻響曲線、相位曲線、相干性曲線可以看出相干性非常好，結構的響應完全由激勵引起，激起了關心頻率范圍內的模態。對數據進行處理和分析得到3個懸置在安裝狀態下的模態值，前懸置1階模態為592 Hz，后懸置1階模態為769 Hz，右懸置1階模態為959 Hz，如圖4所示。仿真分析和試驗誤差控制在了5.5%以內，如表1所示。

表1 懸置支架在實車安裝狀態下仿真與試驗對標結果

圖3 模態試驗相干性結果

圖4 懸置支架實車安裝模態試驗結果

5 結論

通過懸置支架仿真分析與試驗對標，誤差控制在了5%范圍內，初步規范了懸置支架有限元模型。為預測未來懸置NVH特性和試驗提供有力的理論依據，節省試驗時間。懸置支架模態更符合實車安裝狀態，建議采用電機和懸置支架整體建模。