怎樣對基于Abaqus汽車懸置系統(tǒng)高頻隔振性能進(jìn)行分析呢

導(dǎo)讀：我們通常做懸置子系統(tǒng)分析，往往是支架和懸置元件單獨(dú)分析的，支架會進(jìn)行模態(tài)、動剛度分析，而懸置元件通過會進(jìn)行動靜剛度分析，少有人把它們合在一起分析的。如果進(jìn)行一番這種嘗試會得到一些什么樣的結(jié)論呢？

圖1是一個懸置的子系統(tǒng)簡圖，各部分的功能分解如下：

圖1懸置子系統(tǒng)簡圖

Powertrain Support Structure

主要功能是支撐Powetrain-Side Bracket

此結(jié)構(gòu)對Powertrain-Side Bracket動態(tài)性能影響較大，必須將剛度做的很大

Powertrain-Side Bracket

連接動力總成與懸置

支架動態(tài)性能影響懸置子系統(tǒng)高頻隔振性能，支架的共振會對NVH性能產(chǎn)生較大影響

Mount Insert

連接橡膠與Powertrain-Side Bracket

一般與Powertrain-Side Bracket緊固裝配

Mount Elastomeric

懸置結(jié)構(gòu)高頻動剛度硬化需要考慮

Body-Side Bracket/Mount Structure

二者通過螺栓連接或焊接，應(yīng)該作為一個整體分析。動態(tài)性能及共振問題會嚴(yán)重影響NVH性能

Body Support Structure

車身的一部分，通常會進(jìn)行局部加強(qiáng)

圖1再簡化可以簡化為圖2就可以推導(dǎo)出振動經(jīng)過車身連接點(diǎn)至車內(nèi)噪聲或振動的傳遞函數(shù)公式：

其中：

式中：

X1(ω)：發(fā)動機(jī)側(cè)支架在懸置連接處的位移

R(ω)：發(fā)動機(jī)側(cè)支架在連接發(fā)動機(jī)處的位移

MB1(ω)：位移從發(fā)動機(jī)側(cè)支架連接懸置處到連接發(fā)動機(jī)處的放大系數(shù)

K(ω)：懸置在各個頻率下的動剛度

X2(ω)：車身側(cè)支架連接懸置處的位移

K(ω) ·[X2(ω)-X1(ω)]：傳遞到車身側(cè)支架連接懸置處的力

MB2：從車身側(cè)支架連接Body處到連接懸置處的力的放大系數(shù)

(P/F)ω：從車身側(cè)支架連接Body處到車內(nèi)噪聲的振聲傳函

從公式（1）中可以得出結(jié)論：懸置剛度越大、懸置兩側(cè)振幅差越大、車身側(cè)支架力傳遞系數(shù)越大、車身連接點(diǎn)至車內(nèi)噪聲或振動的傳遞函數(shù)越大，車內(nèi)噪聲或振動可能越大。

圖2 懸置子系統(tǒng)簡化圖

對于發(fā)動機(jī)側(cè)支架（Eng_bracket）來說，屬于位移隔振，增大支架固有頻率，降低激勵頻率與支架固有頻率之比，可以降低支架頂端振幅。

對于對于懸置Mount來說，懸置傳遞的力等于懸置動剛度乘以兩側(cè)支架位移差，因此低的動剛度可以降低通過懸置傳遞的力。

對于車身側(cè)支架Body_bracket來說，屬于力隔振，將支架固有頻率設(shè)計(jì)在激勵頻率之下不現(xiàn)實(shí)。因此增大支架固有頻率，顯著降低激勵頻率與支架固有頻率之比可以減小力放大系數(shù)。

想要驗(yàn)證上面的說法，我們可以建立一個包括懸置橡膠主簧在內(nèi)的單個懸置隔振模型，如圖3所示。

圖3 單個懸置隔振分析有限元模型

一、模態(tài)分析

通過這個包括動力總成側(cè)支架+懸置+車身側(cè)支架的有限元模型，可以進(jìn)行單個懸置的模態(tài)分析，從分析結(jié)果中可以發(fā)現(xiàn)橡膠主簧會導(dǎo)致整個懸置存在密集的模態(tài)，最低階350HZ開始，這和橡膠的材料有關(guān)，比如圖3這個模型計(jì)算出來的模態(tài)如圖4所示。

在電動車懸置支架設(shè)計(jì)要求中就有這樣的表述：使懸置內(nèi)部共振頻率盡可能小，并使不同懸置的內(nèi)部共振頻率分開一定頻率間隔，避免懸置支架模態(tài)與懸置橡膠內(nèi)部共振頻率耦合。

圖4 模態(tài)分析結(jié)果

二、加速度傳遞性能分析

利用這一模型，也可以計(jì)算單個懸置的加速度傳遞性能和力傳遞性能，通過改變車身側(cè)支架和發(fā)動機(jī)側(cè)支架的剛度，可以得到圖5所示的加速度傳遞性能圖。

圖5 加速度傳遞性能分析

?從圖中可知階次隔振上存在較大浮動，峰值往往對應(yīng)著懸置系統(tǒng)（支架或橡膠體或液壓懸置動剛度硬化）零部件的共振，而谷值則與系統(tǒng)的傳遞函數(shù)的谷值對應(yīng)。階次上明顯的隔振下降段并不能說明太多的問題，首先階次隔振上的谷值對應(yīng)著傳遞函數(shù)上的谷值，但峰值往往對應(yīng)著結(jié)構(gòu)的共振頻率，因此當(dāng)主動端支架的谷值與被動端結(jié)構(gòu)的峰值在頻率上對齊時，往往表象上看階次隔振不足。

對于懸置系統(tǒng)隔振，最優(yōu)先考慮的仍然是增大主動端和被動端結(jié)構(gòu)的剛度，而降低懸置的剛度。

三、力傳遞性能分析

以上模型也可以進(jìn)行力傳遞性能分析，力傳遞最能代表懸置系統(tǒng)隔振的實(shí)質(zhì)。

動力總成懸置系統(tǒng)固有頻率一定的情況下，在低頻范圍內(nèi)，主動端和被動端結(jié)構(gòu)的剛度對力傳遞性能影響較小。隨著頻率的升高，主動端和被動端結(jié)構(gòu)以及橡膠結(jié)構(gòu)固有頻率被激勵，將導(dǎo)致傳遞力增大，而且對于主動端和被動端來說，結(jié)構(gòu)越軟，傳遞力越大，力出現(xiàn)的峰值頻率也越低。

圖6力傳遞性能分析

由圖6可知，一旦動力總成懸置系統(tǒng)固有頻率升高，力傳遞在整個頻率范圍內(nèi)基本上都呈增大趨勢，這點(diǎn)對低頻性能來說更為重要。

總之，從優(yōu)化力傳遞性能上，仍然要求較高的主動端和被動端結(jié)構(gòu)剛度，以及較低的懸置剛度。

四、主被動側(cè)隔振率計(jì)算

通過在主動側(cè)加載單位扭矩和單位力，還可以計(jì)算單個懸置的隔振，并通過調(diào)整懸置橡膠材料的硬度來改變懸置剛度，來分析懸置剛度對隔振率的影響，施加的扭矩和力見圖7。

圖7怠速激振力和激振力矩

通過提取主被動端的振動加速度，然后進(jìn)行時域到頻域的轉(zhuǎn)換后，可以計(jì)算得到某一關(guān)注頻率處的隔振率，見圖8-圖10。

圖8 主被動端振動加速度提取

圖9時域到頻域傅里葉變換

圖10 隔振率計(jì)算

可能是由于車身側(cè)支架是直接約束六個自由度，分析并沒有考慮傳動軸-輪轂-懸架傳遞路徑對車身振動的影響，以及三個懸置振動分別作用在車身上后相互干擾的影響，也沒有考慮車身剛度的影響，因此總的來說，分析得到的隔振量將比實(shí)際結(jié)果大，達(dá)到了60dB,但該仿真分析方法了解懸置自身的隔振性能還是具有意義的。

包括車架以及蓄電池支架以及整個動力總成重量以及慣量參數(shù)的模型也可以在ABAQUS中建立，考慮這些因素后計(jì)算得到的主被動端振動加速度已經(jīng)接近實(shí)際測試結(jié)果，更有參考價值。

圖12 包含動力總成及車體的懸置隔振分析模型

審核編輯：劉清