悬置支架模态仿真与试验对标研究

靳继涛 张义博 李腾 娄威振

（1.大运汽车股份有限公司乘用车技术中心；2.拾音汽车科技（上海）有限公司性能开发部）

随着环境污染日趋严重，国家不断加大对传统燃油车的管控，清洁、环保的纯电动汽车已成为未来汽车发展的主要趋势。由驱动电机和减速器组成的动力总成振动激励和路面随机激励成为了电动汽车的主要激励源，因此改善汽车隔振特性是作为整车NVH开发的一个重要环节，对成员舱的乘坐舒适性有着重要影响[1]。改善悬置支架的隔振作用是改善悬置支架系统设计的主要目的，悬置系统通过合理配置，在动力输出的转速、转矩范围内，要能够有效降低动力总成产生的振动干扰传递到车身的振动水平，减轻驾驶员和乘员感受的振动不平度，提高整车舒适性[2]。因此，悬置支架在实车安装状态下的模态分析及仿真分析精度具有重要工程作用。因此，准确计算在整车安装状态下的悬置模态对于NVH后期调教，保证成员舱的乘坐舒适性有重要意义。

1 模态分析理论基础

结构振动问题由激励、振动结构和响应3部分组成，如果已知激励和响应，特征值求解的结果是结构的固有频率和振型，对应系统的特征值和特征向量。单自由度振动系统由质量、刚度、阻尼和激励构成。系统的振动方程如下：

所谓结构特征值问题，就是假设系统在无阻尼及无外载荷状态下求解自由振动的模态矢量。在无阻尼和外载荷的情况下，振动方程可变形如下：

上式可求解一系列离散特征值。每个特征值对应3个特征向量。每个特征值和特征向量决定了结构的一种自由振动模式[3]。

2 悬置支架整车安装状态下有限元模型建立

本文采用的悬置形式为橡胶材料悬置。橡胶材料的弹性模量比金属小，隔振效果明显。同时，橡胶件的形状不受限制，各个方向的刚度可在一定范围内自由选择，能承受多向载荷。利用分子间摩擦产生的阻尼，能较好地吸收振动和冲击能量，所以兼有弹簧和阻尼2种作用。本文选用的悬置结构为金属粘结型，即两端是金属骨架，中间夹有1层橡胶的悬置结构[4]。

悬置支架有限元模型应具备足够的准确性，既能反应实际结构的力学特征、结构的实际情况，又能保证网格质量，保证结果计算的精确性，因此悬置按照以下规则进行建模：1）悬置支架本体为铸铝件，采用大小为4 mm的1阶4面体单元进行建模；2）悬置衬套为厚度2 mm的钣金件，采用大小为4 mm的壳单元进行建模；3）减速器壳体采用大小为4 mm的1阶4面体单元进行建模；4）减速器壳体与悬置支架连接的部件采用大小为4 mm的2阶4面体单元进行建模；5）悬置支架和减速器壳体、减速器壳体和减速器壳体之间均采用螺栓连接，采用RBE2单元进行螺栓连接模拟；6）铸铝骨架和橡胶采用mass质量点的方式均布到衬套的壳单元上；7）悬置衬套和悬置支架本体采用TIE连接。如图1所示。

图1 悬置支架整车安装状态有限元模型

3 悬置支架整车安装状态下模态试验方法

模态试验分析是依据动态测试技术对某个系统进行测量，由系统的输入和输出信号处理，采用模态参数识别法对实测到的每个传递函数进行模态参数识别，从而得到被测系统的固有特性。

由于悬置的大小和布置空间的影响，每个悬置只能布置3个传感器进行模态测试和模态识别。本试验采用锤击法，由于锤击法获得的频率带宽与锤头关系密切，硬锤头进行锤击测试时，在低频段会有相干质量干扰，因此本试验采用塑料头。对每个激励点锤击3次，得到响应信号。

4 分析结果与试验结果对标

利用上述有限元模型，衬套刚度采用BUSH单元进行模拟仿真，输入X、Y、Z 3方向刚度，同时约束BUSH单元自由端自由度，采用OPTISTUCT求解器进行模态计算，分析结果为前悬置1阶模态为571 Hz，后悬置1阶模态为726 Hz，右悬置1阶模态为908 Hz，振型如图2所示。

图2 悬置支架实车安装模态分析结果截图

如图3所示，根据频响曲线、相位曲线、相干性曲线可以看出相干性非常好，结构的响应完全由激励引起，激起了关心频率范围内的模态。对数据进行处理和分析得到3个悬置在安装状态下的模态值，前悬置1阶模态为592 Hz，后悬置1阶模态为769 Hz，右悬置1阶模态为959 Hz，如图4所示。仿真分析和试验误差控制在了5.5%以内，如表1所示。

表1 悬置支架在实车安装状态下仿真与试验对标结果

图3 模态试验相干性结果

图4 悬置支架实车安装模态试验结果

5 结论

通过悬置支架仿真分析与试验对标，误差控制在了5%范围内，初步规范了悬置支架有限元模型。为预测未来悬置NVH特性和试验提供有力的理论依据，节省试验时间。悬置支架模态更符合实车安装状态，建议采用电机和悬置支架整体建模。