摘 要：為研究副車架與發(fā)動機疊加共振對車體的影響，利用NASTRAN對副車架進行模態(tài)頻響分析，得出測試點的響應(yīng)值；對懸置進行動剛度掃頻試驗，結(jié)合懸置的動剛度曲線，為避開副車架與發(fā)動機因頻率相近出現(xiàn)低階頻率耦合，而造成的副車架剛度下降提供驗證指導(dǎo)，文章采用有限元技術(shù)與試驗相結(jié)合的方式來進行驗證。

關(guān)鍵詞：副車架；頻響分析；NVH

引言

副車架對汽車行駛時減小路面震動，改善車體結(jié)構(gòu)，提高人員舒適性具有重大作用，其合適的剛度和強度在抵抗車體疲勞破壞方面意義重大，而連接副車架與發(fā)動機的懸置在隔絕汽車震動時，必須有良好的動靜剛度，否則過硬過軟不但會對車體造成受力不均，還容易引起車體振動，產(chǎn)生噪聲，影響汽車穩(wěn)定性及成員舒適性。文章對副車架及懸置進行動剛度分析，來驗證發(fā)動機與副車架是否發(fā)生頻率耦合而產(chǎn)生共振，同時也為懸置開發(fā)提供指導(dǎo)。

1 副車架模型建立及理論分析

1.1 有限元模型建立

由引言得知，為減緩發(fā)動機因自身激勵帶來的震動而與副車架所受激勵產(chǎn)生的震動疊加，需對連接兩者的懸置進行動剛度試驗，動剛度試驗采用美國MTS公司研發(fā)產(chǎn)的831彈性體試驗系統(tǒng)進行試驗（懸置動剛度曲線為圖8、圖9、圖10）。對副車架上的懸置安裝點進行頻響分析，再結(jié)合對懸置進行的掃頻試驗，根據(jù)頻響分析結(jié)果與掃頻所得的動剛度曲線來選擇所需的懸置，防止疊加共振，產(chǎn)生放大效應(yīng)，加速車架損壞。根據(jù)懸置的共振頻率來避開發(fā)動機與副車架的疊加共振。

文章將對某轎車簡化副車架進行頻響分析，來確定副車架在路面激勵的作用下對整車底盤及副車架如何避開發(fā)動機工作時產(chǎn)生的激勵頻率，如圖1為簡化副車架有限元模型。

圖1 副車架有限元模型

1.2 模態(tài)頻響分析理論

模態(tài)頻率響應(yīng)分析是結(jié)構(gòu)在外界激勵作用下隨時間的響應(yīng)[2]。模態(tài)頻率響應(yīng)分析是將n階自由度系統(tǒng)的運動方程，進行一次坐標變換，用振型坐標代替原來的有限元節(jié)點坐標[1]。

對于模態(tài)法的頻率響應(yīng)問題，可以分成兩步來求解，即第一步先結(jié)算結(jié)構(gòu)的固有頻率，第二步在已計算的固有頻率基礎(chǔ)上再進行頻率響應(yīng)的計算.根據(jù)振動微分方程

（1）

模態(tài)法首先進行模態(tài)分析得到系統(tǒng)的特征值？姿=？棕12和響應(yīng)特征向量。系統(tǒng)響應(yīng)可表示為特征向量X和模態(tài)響應(yīng)d的數(shù)量積，u=Xdei？棕t （2）

如若不考慮阻尼，運動方程可以使用特征向量變換到模態(tài)坐標系中[2]， （3）

坐標變化的目的是用解除耦合的方法來簡化方程的計算，同時大大減少方程的求解階數(shù)。經(jīng)過模態(tài)矩陣變換后，化為互不耦合的n個單自由度問題，進行逐個求解，在疊加到動力響應(yīng)的結(jié)果[3]。

解耦后的方程為：

（4）

求得輸出的頻率響應(yīng)函數(shù)即響應(yīng)位移

根據(jù)以上理論，采用NASTRAN對副車架進行頻響分析。

2 副車架有限元分析

2.1 約束及載荷施加

采用Nastran軟件對副車架幾個安裝點施加單位載荷來模擬路面激勵[5]（方向均向上），對發(fā)動機安裝點（響應(yīng)點）（id 34403）及副車架某點（響應(yīng)點）（id 20668）進行頻響分析，來考察安裝點在激勵方向上產(chǎn)生共振的頻率范圍及車架上某點的響應(yīng)位移。如圖2，副車架上選取的激勵點與響應(yīng)點[4]。

圖2 激勵點與響應(yīng)點位置

圖3 發(fā)動機懸置

2.2 頻響結(jié)果分析

根據(jù)約束及施加的載荷，采用Hypermesh對副車架進行模態(tài)頻響分析，如下圖3、圖4、圖5所示，計算出發(fā)動機安裝點的響應(yīng)位移及共振時的動剛度曲線，可據(jù)此來選擇發(fā)動機懸置，根據(jù)懸置在不同振幅下的動剛度來減緩發(fā)動機振動，以此避開與副車架的振動的頻率。

圖4 發(fā)動機安裝點響應(yīng)位移

圖5 發(fā)生共振時，安裝點的動剛度

圖6 副車架46Hz共振云圖

圖7 id號為20668點的響應(yīng)位移

圖8 發(fā)動機懸置X向動剛度

（1）由圖4、圖7可知，當副車架受到單位載荷力時，在46Hz時，激勵頻率與副車架共振頻率相近，產(chǎn)生共振，圖6車架共振云圖，由圖可知，發(fā)動機安裝點的位移變化不大，由圖8、圖9知是因為發(fā)動機懸置在65Hz才可能發(fā)生共振，避開了副車架的共振頻率，由此可使發(fā)動機與副車架不能同時產(chǎn)生共振，減少車身振動。

（2）圖8，圖9、圖10為發(fā)動機懸置在0-300Hz頻率下，幅值分別為0.1mm、0.2mm時的X/Y/Z三個方向動剛度曲線，由圖可知，發(fā)動機懸置共振頻率跳過了46Hz，為60Hz，不會與副車架發(fā)生共振，在振動時剛度不會有明顯下降，能改善發(fā)動機激勵給副車架帶來的震動，由圖6可知，副車架響應(yīng)位移足夠小，剛度變化也小，有效的提高了車輛的NVH性能和乘車舒適性。

（3）由圖8、圖9、圖10試驗研究發(fā)現(xiàn)，懸置的動剛度與振幅和頻率有關(guān)，動剛度與幅值成反比，與頻率成正比[5]。根據(jù)此關(guān)系可知，結(jié)合安裝點的共振位移和動剛度，在設(shè)計開發(fā)發(fā)動機懸置時，可對懸置的靜動剛度有整體認知，結(jié)合懸置隔振理論與頻響分析，可減少開發(fā)成本。

3 結(jié)束語

根據(jù)對某副車架進行頻響分析，得出副車架在外部激勵下何時會產(chǎn)生共振及相應(yīng)的頻率響應(yīng)，從而有助于對車架進行設(shè)計和通過對發(fā)動機懸置的改進及選取來避開兩者的共振頻率，減小車身振動及對NVH的影響，采用仿真與試驗相結(jié)合的方式，驗證了該副車架與發(fā)動機不會因頻率耦合而引起共振，有助于提高開發(fā)效率，減少成本。

參考文獻

[1]張敏.水平軸潮流發(fā)電水輪機傳動系統(tǒng)動力學(xué)特性分析[D].哈爾濱工程大學(xué)，2012.

[2]馮博.基于有限元和多體動力學(xué)的輕型貨車振動特性仿真分析

[D].合肥工業(yè)大學(xué)，2014.

[3]吳華杰.基于路面載荷的轎運車車架振動疲勞分析[D].揚州大學(xué)，2013.

[4]王國新.基于輪對——軌道模型的曲線尖叫噪聲的有限元研究

[D].西南交通大學(xué)，2010，27（2）：50-53.

[5]劉祖斌，劉英杰.發(fā)動機懸置設(shè)計中的動、靜剛度參數(shù)研究[J].汽車技術(shù)，2008（6）：21-23.